Author: Айзенштейн М.Д.
Tags: химия химическая промышленность центробежные насосы нефтяная промышленность гостоптехиздат
Year: 1957
Text
ПРЕДИСЛОВИЕ
В настоящей книге ставится цель дать исчерпывающий материал по рас-
чету, конструированию и эксплуатации центробежных насосов для всех отрас-
лей нефтяной промышленности на основании опыта автора по созданию цен-
тробежных насосов новейшего типа, применяемых в народном хозяйстве СССР
для воды, нефтепродуктов и различных специальных жидкостей.
Работа ио созданию нормального ряда центробежных насосов для воды
и нефтепродуктов, но конструированию и освоению этих насосов была выпол-
нена под руководством и при непосредственном участии автора на насосном
заводе им. Калинина, в ПКБ при Всесоюзном институте гидромашин «ВПГМ
и в Государственном институте нефтяного машиностроения «Гннроиефтсмаш».
Методика расчетов рабочих органов насосов разработана автором на основе
одноразмерной теории Эйлера и законов моделирования.
С целью облегчения пользованием расчетными формулами в кшие при-
ведены числовые примеры.
Кроме того, в главе 41 приведены другие способы расчета рабе коле,
методы Пфлсйдерера и Степанова.
ВВЕДЕНИЕ
Принцип действия центробежных насосов чрезвычайно прост: рабочее
колесо при вращении захватывает жидкость лопатками и выбрасывает эту
жидкость наружу, придавая ей значительные скорость и давление, дающие
возможность дальнейшему движению жидкости по присоединенному к насосу
трубопроводу.
Несмотря на кажущуюся простоту, вся работа центробежного насоса
в общей сложности заключает в себе весьма большое число незначительных
на первый взгляд моментов, несоблюдение которых приводит к неправильной
и непродуктивной работе всей насосной установки.
Вследствие простоты действия центробежных насосов и связанной с этим
простоты всей насосной установки им отдают предпочтение по сравнению
с насосами поршневыми, а также и других типов.
Поэтому необходимо иметь руководство, в котором были бы изложены
все детали расчета центробежного насоса и в то же время даны исчерпывающие
указания на тс конструктивные особенности деталей этих насосов, которые
могут обеспечить бесперебойную работу во всех ответственных установках,
в которых они применяются.
ГЛАВА I
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К HACOGVM
ДЛЯ НЕФТЯНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Классификация щ сосов
Насосы по характеру действии на жидкость следует разделить на следую-
щие группы:
|—колеса с радиальными -> г -волютныс (спп-
—центробежные—I лопатками — ральныс)
I—колеса с лопатками двоя- I I— с направляю-
кой кривизны щпми аппара-
тами
Насосы —
— пропеллерные пли осевые
—вихревые
непосред-
—ственного
действия
—винтовые
—ротационные— [—шестеренчатые
I—кулачковые
—лопастные пли шиберные
---------- _ПрЯМОдГпСТВуЮ1цие симплекс
(паровые) —дуплекс
—приводные—I симплекс
I—дуплекс
[—триплекс
—мн< гоплунжерные
поршневые
—плунжерные—
—гидравлический таран
—струйные—'|—эжскт0Ры
—инжекторы
-эрлифты
Действие центробежного и пропеллерного насосов является результатом
повышения давления и скорости жидкости вследствие вращения рабочего
колеса.
Вихревой, или регенеративный, иасос является также насосом центробеж-
ного типа. В этом насосе жидкость поступает из первой лоиатки последова-
тельно на каждую следующую лопатку, пока не дойдет (пройдя расстояние
около 360°) до выхода к напорному патрубку. Напор увеличивается постепенно
при прохождении жидкостью каждой следующей лопатки. При одинаковом
диаметре колеса и одинаковом числе оборотов вихревой насос дает напор
в несколько раз больше центробежного.
В насосах непосредственного действия процесс нагнетания осуществляется
либо при помощи поршня, который имеет ьозвратно-поступательное движение
в цилиндре (поршневые и плунжерные насосы), либо выжиманием жидкости
вращающимися зубьями шестерен, кулачков или выбрасывающимися сколь-
зящими пластпнками-лопастями (ротационные насосы).
Гидравлический таран работает на принципе использования гидравли-
ческого удара.
•о
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НАСОСАМ
В струпных насосах используется живая сила потока капельной жидкости,
пара или газа.
В эрлифтах используется энергия сжатого воздуха.
Область применения насосов
В нефтяной промышленности применяются в основном поршневые, плун-
жерные, ротационные и центробежные насосы.
На рис. 1 даны рекомендуемые области применения поршневых, ротацион-
ных, вихревых и центробежных насосов для горячих и холодных нефтепро-
туктов с условной вязкостью (ВУ) менее 3°.
Применение центробежных насосов для малых производительностей
ограничивается:
1) чрезмерно неудобным в габаритном отношении увеличением числа
ступеней в связи с уменьшением производительности нас.оса;
2) сложностью отливки корпуса многоступенчатого насоса с узкими
проточными каналами;
3) низким коэффициентом полезного действия (к. п. д.).
Основные различия между центробежными и поршневыми насосами
следу ющие.
Центробежные насосы
1. Поток не пульсирует,
2. Максимальная величина напора опре-
деляется диаметром рабочего колеса и чис-
лом оборотов вала насоса и не может пре-
во, ходить определенной этими параметрами
величины
3. Небольшие габариты при большой
производительности
4. Требуют заливки перед пуском
5. Идеально приспособлены для непо-
> редственного присоединения к электро-
двигателям и паровым турбинам
6. При производительности менее
.30 м3/час к. и д. сравнительно низок
7. Количество обслуживающего персона-
ла невелико
8. Производительность, папор и всасы-
вающая способность быстро уменьшаются
при увеличении вязкости жидкости
9. Может работать последовательно с дру-
гим насосом, используя давление этого
Hell* оса
Поршневые насосы
1. Поток пульсирует
2. Максимальная величина напора опре-
деляется мощностью двигателя и проч-
ностью насоса
3. Огромные габариты при большой произ-
водительности
4. Не требуют заливки перед пу< ком
5. Требуют сложных передач для присо-
единения к электродвигателям и паровым
турбинам
6. При малой производительности к. п. д.
сравнительно высок
7. Количество квалифицированного обслу-
живающего персонала велико
8. Вязкость жидкости влияет на работу
насоса в меньшей степени
9. Нельзя применять непосредственно для
последовательной работы
Применение вихревых насосов ограничено небольшой производитель-
ностью их вследствие низкого к. п. д.; кроме того, они требуют незагрязнен-
ных жидкостей ввиду необходимости обеспечения малых зазоров между ко-
лесом и стоиками корпуса.
Ротационные насосы применяются для незагрязненных жидкостей в пре-
делах вязкости от 1° до 1000° ВУ, давления до 100 ат и производительности
до 100 мъ!час.
Струйные насосы, эрлифты и гидравлический таран обладают низким
к. п. д., и поэтому их применение вообще ограничено небольшой производи-
тельностью.
ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА РАБОТУ НАСОСА
7
Рис. 1. Рекомендуемая область применения поршневых, ротационных,
вихревых и центробежных насосов для горячих и холодных нефте-
продуктовое условной вязкостью менее 3° ВУ.
гребс зания, предъявляемые к насосам для нефтяной промышленности
Насосы для нефтяной промышленности должны удовлетворять следующим
требованиям:
1) быть надежными в работе и долговечными;
2) быть экономичными в эксплуатации;
3) быть удобными в монтаже и демонтаже;
4) обладать минимальным количеством деталей и полной их взаимо-
заменяемостью;
5) иметь минимальные вес и габариты
6) допускать изменение характеристик в широком диапазоне вследствие
возможного изменения технологического режима, а также необходимости
переброски оборудования;
7) работать с возможно меньшей величиной подпора.
Факторы, влияющие на работу насоса
Бесперебойная работа насосов зависит от четырех факторов: 1) правиль-
ной конструкции; 2) точности изготовления; 3) качественного монтажа;
4) правильной эксплуатации.
Каждое из этих требований одинаково важно, невыполнение одного из
них влечет за собой аварию всего насосного агрегата.
В период изготовления насоса необходимо производить химический ана-
лиз металла, механические испытания материалов, идущих на изготовление
насоса, и проверять окончательную термообработку деталей.
Сталь имеет различные физические свойства в зависимости от режима
термообработки. Дорогая легированная сталь в сыром виде имеет худшие
механические качества, чем обыкновенная углеродистая сталь. Поэтому при
выборе материалов для деталей насоса необходимо точно указывать термо-
обработку, которой должна подвергаться деталь.
Вследствие этого при изготовлении центробежных нефтяных насосов
необходимо иметь хорошо оборудованный термический цех.
8
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НАСОСАМ
Ввиду того что качественные стали, применяемые в нефтяных насосах,
вязки и тверды, для получения гладкой поверхности с соблюдением допусков,
необходимо обрабатывать детали на прецизионных станках.
Факторы, определяющие конструкции насосов
Основные факторы, определяющие конструкцию центробежного насоса
для нефтеперерабатывающей промышленности, следующие:
1) число ступеней;
2) расположение ступеней;
3) уменьшение утечек между ступенями через зазоры уплотнительных
колец и промежуточных втулок;
4) сведение к минимуму утечек через сальниковые устройства и надежная
работа уплотнения вала насоса;
5) обеспечение герметичности во фланцевых соединеньях;
6) предохранение насоса от перекосов вследствие температурных рас
ширений;
7) учет температурных расширений отдельных частей ротора и корпуса
насоса и их компенсация;
8) обеспечение работы насоса без кавитации;
9) выбор материалов для изготовления насоса с соответствующей термо-
обработкой с учетом коррозионных свойств перекачиваемой среды;
10) надежность в работе и долговечность конструкции;
11) удобство и быстрота монтажа и демонтажа насоса в условиях экс-
плуатации;
12) пожарная безопасность.
Типы насосов
В основном центробежные насосы для нефтеперерабатывающей про-
мышленности можно разделить на следующие группы:
1) холодные — с температурой перекачиваемых нефтепродуктов до
250°;
2) горячие — с температурой перекачиваемых продуктов от 250 до 400°;
3) кислотные и щелочные;
4) для перекачки сжиженных нефтяных газов;
5) для перекачки воды.
Эти группы насосов можно разделить на низконапорные (одноступенча-
тые), средненапорные (двух- и многоступенчатые) и высоконапорные (много-
ступенчатые).
В свою очередь каждая из этих групп подразделяется на насосы малой
производительности (до 100 м3/час) и большой производительности (от 100 м3;час
и выше).
Высокооборотные насосы большой производительности в отличие от насо-
сов малой производительности имеют рабочее колесо первой ступени двойного
всасывания, что вызвано необходимостью улучшить всасывающую способность
центробежного насоса (см. главу III).
Конструкция корпуса центробежного насоса определяется тремя основ-
ными факторами: температурой, давлением и характером перекачиваемой
жидкости.
При температурах выше 250° температурные расширения деталей насоса
и трубопроводов создают условия, при которых трудно обеспечить необходи-
мую плотность соединений насосов с горизонтальным разъемом вдоль оси
корпуса. Вследствие этого при температурах выше 250° следует принят!
конструкции центробежных насосов с фланцевым соединением в вертикальной
сравнение валютных И СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ
&
/40
ч?
J/Z/7
80
§ 60
§ 40
Qj
§ 20
О /00 200 300 400
Температура. °C
Рис. 2. Выбор типа конструкции
насоса в зависимости от темпе-
ратуры и давления.
плоскости с алюмпниевыми, асбоалюминиевыми, из железа армко или отож-
женной легированной стали цилиндрическими прокладками, которые уста-
навливают в пазах фланцев корпуса насоса.
В связи с тем что для центробежных насосов, работающих в условиях
высоких давлений и температур, трудно получить стальные отливки сложной
конфигурации требуемой плотности, для насосов применяют конструкции
с двойными корпусами, а именно: внутренний литой корпус со всеми проточ-
ными каналами, с разъемом в горизонтальной плоскости или собранный из
секций и наружный цилиндрический стальной кованый или литой кожух
с фланцевым разъемом в вертикальной плос-
кости.
На рис. 2 показана зависимость типа
насоса от температуры и давления.
В табл. 1 даны материалы, рекомендуе-
мые для насосов, перекачивающих различ-
ные жидкости при высоких и низких темпе-
ратурах. От характера перекачиваемой жид-
кости и температуры зависят компоновка
сальников, торцевых уплотнений, выбор ма-
териалов и в некоторых случаях выбор числа
оборотов насоса.
Сравнение волютных и секционных насосов
Многоступенчатые центробежные насосы
изготовляются двух типов: волютные (со
спиральным отводом) с горизонтальным
разъемом и секционные (рис. 3 и 4). В пер-
вых обыкновенно применяются спиральные
отводы (улитки), а во вторых — направляю-
щие аппараты.
В советском насосостроении предпочи-
тают конструкции волютного насоса с гори-
1 — чугунный однокорпусный; 2 —
стальной однокорпусный; 3 — стальной
или из модифицированного чугуна, с
горизонтальным разъемом, однонор-
пусный; 4 — стальной, вертикальный
разъем, двухкорпусный или однокор-
пусный; 5 — двухкорпусный стальной
с вертикальным разъемом; 6 — двух-
корпусный стальной с вертикальным
разъемом или стальной однонорпус-
ный с горизонтальным разъемом; 7 —
двухкорпусный с вертикальным разъ-
емом, наружный корпус кованый.
зонтальным разъемом во всех случаях, за исключением вертикальных
насосов для буровых скважин; в последнем случае из практических соображе-
ний применяют секционные насосы с направляющими аппаратами. Кроме того,
многоступенчатые насосы для питания котлов выполняются с направляющими
аппаратами и волютного типа.
Волютный центробежный насос с корпусом, выполненным с горизонталь-
ным разъемом, имеет следующие преимущества по сравнению с секционными
насосами с направляющими аппаратами.
1. В насосе волютного типа осевые силы автоматически уравновешиваются
симметричным попарным расположением рабочих колес с подводом жидкости
к ним с противоположных сторон. Секционные центробежные насосы для
разгрузки осевых сил ротора требуют наличия в конструкции специального
устройства, которое при работе с горячими нефтепродуктами при коксообра-
зованни пли с загрязненными жидкостями является источником частых непо-
ладок и существенно уменьшает надежность и долговечность работы насоса,
а также снижает его к. п. д.
2. В насосе волютного типа ротор после его проверки на биение при дина-
мической балансировке в полностью собранном виде легко и свободно устана-
вливается в нижней половине корпуса. Секционные насосы сложны и неудобны
при сборке и разборке, так как рабочие колеса, вал, секции корпуса и напра-
вляющие аппараты должны быть собраны как одно целое. Разборка такой
сложной части насоса как одного целого узла создает возможность деформации
to
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НАСОСАМ
Спецификация материалов для детален цептро
Вариант ис- полнения по применяе- мым метал- лам Перекачиваемая жидкость, рабочие условия Детали
корпус и крышка рабочие колеса вал
I Сырая нефть, мазут, полумазут, газойль, ли- гроин, стабильный бен- зин, смазочные масла, дизельные топлива при температурах от 10 до 250°. Растворы щелочей и другие некоррозионные продукты при нормаль- ных температурах Чугун марки СЧ 32-52 по ГОСТ 1412-54 Чугун марки СЧ 28-48 по ГОСТ 1412-54 Сталь марки 40Х по ГОСТ 4543-48 (шей- ка вала под подшипники Rc = 45—50)
1а Тс же условия, что и для варианта I, и сжи- жспные газы, но чугун не обеспечивает прочно- сти и надежности работы при заданном давлении Сталь марки 25Л или ЗОЛ группы не ниже II, ГОСТ 977-53 Чугун марки СЧ 28-48 по ГОСТ 1412-54 То же
II Нефтепродукты некор- розионные при 251— 400° С, а также при тем- пературах до —30° Сталь марки 25 Л или ЗОЛ группы не ниже II по ГОСТ 977-53 или поковки из стали марки 25 по ГОСТ 2335-53 Сталь марки 25Л или ЗОЛ по ГОСТ 977-53 То же
III Сернистые коррозион- ные нефтепродукты при 251—400° Сталь марки Х5Т-Л по ТУ 871-53 Сталь марки 2Х13-Л по спец. ТУ Сталь марки 3X13 по ГОСТ 5632-51 (шейка вала под под- шипники,Г?с= =45 — 50)
IV Серная кислота кон- центрации 10%, раство- ры сернокислого алюми- ния (до 30%), растворы подкисленного сернокис- лого алюминия, агрес- сивный нестабильный бензин, содержащий се- роводород, хлористый во- дород и влагу, водо- растворимые низкомоле- кулярные жионые кис- лоты при /<90° Кремнистый чугун марки С15 по ГОСТ 2233-43 Сталь марки 45 по ГОСТ 1050-52 (защи- щен втулками из С15)
Окисленный парафин с температурой 50—80°, жирные кислоты Св—Са0 при температурах до 80°, фракции, полученные при перекачке нефтей, бога- тых нафтеновыми кисло- тами, при температурах 251—400° Сталь марки 1Х18Н9Т-Л по спец. ТУ Сталь марки 40Х по ГОСТ 4543-48 (защи- щен втулками из стали мар- к И1Х18Н9Т-Л)
Va Водорастворимые низ- комолекулярные жирные кислоты Сх—С5 при t <90° и серная кислота концентрации до 75% при 20° То же То же
СРАВНЕНИЕ валютных И СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ 11
Таблица 1
бежпых насосов нефтяной промышленности
насоса
т промежуточные втулки и гильзы (в сальниках) вала уплотнительное кольцо рабочего колеса уплотнительные кольца корпуса промежуточная втулка корпуса (вкладыш) грунд-букса
Сталь марки 15 по ГОСТ 1050-52 с наплавкой наружной поверхности сормайтом № 1 Чугун марки СЧ 32-52 по ГОСТ 1412-54
Сталь марки 15 по ГОСТ 1050-52 с наплавкой наружной поверхности Сормайтом № 1 То же Сталь марки 40Х по ГОСТ 4543-48, 7?с ~ 45
Сталь марки 15 по ГОСТ 1050-52 с наплавкой наружной поверхности сормайтом № 1 Сталь марки 40Х по ГОСТ 4543-48, Rc ~ 45 То же
Сталь марки Х5 (трубы) по ЧМТУ 2968-51 с наплавкой поверхности сор- майтом № 1. Допускается замена ста- ли марки Х5 сталью марки Х5Т-Л Сталь марки 3X13 по ГОСТ 5632-51, Rc ~ 45
Кремнистый чугун G15 по ГОСТ 2233-43 Чугун марки СЧ 32-52 по ГОСТ 1412-54
Все детали насоса, соприкасающиеся со средой, выполняются из стали марки 1Х18Н9Т
по ГОСТ 5632-51 или 1Х18Н9Т-Л по специальным ТУ
12
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НАСОСАМ
Вариант исполнения по применяе- мым металлал Перекачиваемая жидкость» рабочие условия Детали
фонарь сальника втулка сальника
1 Сырая нефть, мазут, полума- зут, газойль, лигроин, стабиль- ный бензин, смазочные масла, дизельные топлива при темпе- ратурах от 10 до 250°. Раство- ры щелочей и другие некорро- зиоыные продукты при нор- мальных температурах Чугун марки СЧ 24-44 и выше по ГОСТ 1412-54 Сталь марки 2Ь по ГОСТ 1050-52 или 25Л или ЗОЛ ГОСТ 977-53
1а Тс же условия, что и для варианта 1, и сжиженные газы, но чугун не обеспечивает проч- ности й надежно! ти работы при заданном давлении Сталь марки 25 Л или ЗОЛ по ГОСТ 977-53 Сталь марки 25Л или ЗОЛ по ГОСТ 977-53 или сталь 20 по ГОСТ 1050-52
11 Нефтепродукты некоррозион- ные при 251—400° С, а также при температурах до —30° Сталь марки 25Л или ЗОЛ по ГОСТ 977-53 То же
III • Сернистые коррозионные нефтепродукты при 251—400° Сталь марки Х5 по ЧИТУ 2968-51 или Х5Т-Л* по ТУ 871-53 Сталь марки Х5Т-Л* по ТУ 871-53
IV Серная кислота концентра- ции 10%, растворы сернокис- лого алюминия (до 30%), рас- творы подкисленного серно- кислого алюминия, агрессив- ный нестабильный бензин, со- держащий сероводород, хло- ристый водород и влагу, водо- растворимые низкомолекуляр- ные жирные кислоты при t < 90°. Чугун марки СЧ 24-44 и выше по ГОСТ 1412-54
V Окисленный парафин с тем- пературой 50—80°, жирные кислоты С6—С20 при темпера- турах до 80°, фракции, полу- ченные при перекачке нефтей, богатых нафтеновыми кислота- ми, при температурах 251—400° Все детали насоса, соприкасающиеся со 1Х18Н9Т по ГОСТ 3632-51 или 1Х18Н9Т-Л
Va Водорастворимые низкомоле- кулярные жирные кислоты Ci—С5 при 1 < 90° и серная кислота концентрации до 75% при 20° Все деталп насоса, соприкасающиеся со 1Х18Н12МЗТ по ГОСТ 5632-51 или 1Х18Н12-
сравнение валютных И СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ
13
Продолжение табл. 1
насоса Примечание
кольцо втулки сальника крепеж, находя- щийся в контакте с перекачиваемой жидкостью крепеж
Сплав анти- фрикционной ЦАМ10-5 по ГОСТ 7177-54 или БрОЦС 6-6-3 по ГОСТ 613-50 Сталь марок 30, 35 по ГОСТ 1050-52 или ЗОХ, 35Х, 38ХА по ГОСТ 4543-48 В интервале температур 150—250° условное давление Ру <40 кР/ м2 Для t > 200° отливки по спе- циа гьным ТУ
То же Сталь марок 30, 35 по ГОСТ 1050-52 или ЗОХ, 35Х, 38ХА по ГОСТ 4543-48 в термообработанном состоянии При двухкорпусной кон- струкции внутренний корпус изготовляется из чугуна марки СЧ 28-48 пли СЧ 32-52 по ГОСТ 1412-54
БрОЦС 6-6-3 по ГОСТ 613-50 Сталь марок ЗОХ, 35Х и 38ХА по ГОСТ 4543-48 в термообработанном состоянии При двухкорпусной кон- струкции внутренний корпус изготовляется из стали марки 25Л или ЗОЛ по ГОСТ 977-53. Допускается в отдельных слу- чаях применение чугуна для внутреннего корпуса по спец. ТУ, для минусовых температур сталь 25Л
То же Сталь марки 2X13 по ГОСТ 5632-51 в термо- обработанном со- стоянии Сталь марок ЗОХ, 35Х или 38ХА по ГОСТ 4543-48 в термообработан- ном состоянии До промышленного опробо- вания насосов, отлитых из ста- ли марки Х5Т-Л, допускается применение стали марки Х5М-Л. При двухкорпусной конструкции наружный корпус изготовляется из стали марки Х5 или Х5Т-Л, а внутренний из стали Х5Т-Л*
Сталь марок 30, 35 по ГОСТ 1050-52
средой, выполняются из стали марки по специальным ТУ Сталь марок ЗОХ, 35Х, 38ХА по ГОСТ 4543-48
средой, выполняются из стали марки МЗТ Л по специальным ТУ То же
Рис. 3. Многоступенчатый насос 8НД-10Х5 волютного типа с торцевыми уплотнениями одинарного типа
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ Н НАСОСАМ
СРАВНЕНИЕ валютных И СЕКЦИОННЫХ НАСОСОВ
15-
вала, в особенности вследствие плот-
ной посадки рабочих колес и кок-
сообразования.
3. В насосе волютного типа рас-
точка всех поверхностей произво-
дится борштангой за одну установку.
Этим гарантируется концентричность
посадочных и центрирующих поверх-
ностей и обеспечиваются необходимые
радиальные зазоры. В насосах сек-
ционного типа достижение правиль-
ной центровки всех секций представ-
ляет большое затруднение как в
изготовлении, так и при монтаже во
время эксплуатации насоса.
4. Насосы волютного типа допус-
кают в широком диапазоне измене-
ние характеристик при постоянном
числе оборотов путем обрезки внеш-
него диаметра рабочих колес до 20%.
В насосах секционного типа с на-
правляющими аппаратами нормаль-
ного типа можно производить незна-
чительную обрезку внешнего диа-
метра рабочих колес, и, следова-
тельно, этот тип насоса не допускает
изменения характеристик в большом
диапазоне.
5. Насосы волютного типа с го-
ризонтальным разъемом корпуса с
нагнетательным и всасывающим
патрубками, расположенными в ниж-
ней части корпуса, легко доступны
для осмотра и требуют немного вре-
мени для сборки и разборки, так
как для этого необходимо лишь
снять верхнюю половину корпуса
насоса. Для осмотра состояния на-
соса секционного типа требуется
большее время, а следовательно, и
продолжительная остановка завода,
так как разборка секционного насоса
представляет трудоемкий процесс
6. В волютных насосах можно
применять колеса с двусторонним
подводом жидкости, что невозможно
в секционных насосах.
7. Недостатком конструкции на-
Рис. 4. Четырнадцатиступенчатый верти-
кальный насос секционного типа; с на-
правляющими аппаратами.
сосов с направляющим аппаратом
является также более круто падающая кривая напора и к. п. д. по сравне-
нию с насосами волютного типа, так как угол входа ’в направляющий аппа-
рат соответствует только одному определенному режиму работы Тнасоса.
Вследствие крутизны характеристик средняя величина к п. д. насосов с
направляющим аппаратом ниже, чем насосов волютного типа.
Недостатками волютных насосов по сравнению с секционными насосами,
16
ТИПЫ НАСОСОВ И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К НАСОСАМ
снабженными направляющими аппаратами, являются более сложное литье
корпуса, увеличение длины насоса на 10—15% и наличие значительных
радиальных сил, возникающих в нагнетательных спиралях при парциальных
расходах, если только нагнетательные спирали не выполнены в виде двойной
улитки (см. гл. VII) или одинарные спирали не уравновешены путем смещения
улиток на 180°, что оказывает значительное влияние на уменьшение величины
радиальных сил.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ НОРМАЛЬНОГО РЯДА
17
Центробежные насосы нормального ряда
В связи с бурным ростом нефтяной промышленности в СССР потребовалось
создание новой области отечественного машиностроения — центробежные
нефтяные насосы. С целью покрытия требуемого диапазона Q^H с наимень-
шпм количеством типо-размеров насосов был создан рациональным нормаль-
ный ряд центробежных насосов для нефтяной промышленности Н521-50.
В нормальном ряде для нефтяных насосов предусматриваются горизон-
тальные насосы для перекачки горячих и холодных нефтепродуктов и сжижен-
ных нефтяных газов.
Выбор числа оборотов насосов нормального ряда определялся величиной
подпора для бескавитационной работы насоса при перекачке нефтепродуктов,
находящихся в равновесии с парами. Предельной величиной подпора принята
величина 6 м, что вызывается практическими соображениями высотного рас-
положения нефтеаппаратуры.
В основу проекта нормального ряда 1957 г. положен ранее разработанный
нормальный ряд Н521-50, который откорректирован по данным испытаний
и дополнен новыми полями Q—-Н насосов согласно перспективной потребности
ла 1956—’I960 гг. В проект нормального ряда не вошли насосы большой произ-
водительности для магистральных трубопроводов, так как эти насосы рас-
считаны на работу с подпором 10 м и более. Насосы, поля Q—Л которых
показаны пунктиром, а также насосы типа НКЭ подлежат освоению
(рис. 5).
Маркировка насосов нормального ряда: первая цифра — диаметр вса-
сывающего патрубка в мм, уменьшенный в 25 раз и округленный; Н — нефтя-
ной; Г — горячий; Д — первое колесо двустороннего входа; В — вертикаль-
ный; К — консольный; КЭ — консольный, смонтированный на электродви-
гатель. Вторая цифра — коэффициент быстроходности, пли удельная быстро-
ходность, уменьшенная в 10 раз и округленная. Третья цифра — число сту-
пеней; к — кислотный; с — для сжиженных газов.
Примеры обозначения и маркировки насосов: 6НГ-10 х4 — центробеж-
ный насос, диаметр всасывающего патрубка 150 мм, нефтяной, горячий
(температура от 250 до 400°), коэффициент быстроходности 100, число сту-
деней 4.
6Н-10 X 4 —. центробежный насос, диаметр всасывающего патрубка
150 мм, нефтяной (температура < 250°), коэффициент быстроходности 100,
число ступеней 4.
6Н-10 X 4с — центробежный насос, диаметр всасывающего патрубка
1,j0 мм, нефтяной, коэффициент быстроходности 100, число ступеней 4, для
сжиженных газов.
6НК-6 X 1к — центробежный насос, диаметр всасывающего патрубка
150 мм, нефтяной, консольный, коэффициент быстроходности 60, число сту-
пеней 1, кислотный.
Поля Q—H нормального ряда предусматривают работу насоса в пределах
сравнительно высоких к. п. д. Отклонение вправо от поля Q—H для данного
насоса может повлечь работу насоса в кавитационном режиме и потребует
дополнительно повышения напора на всасывании. Отклонение влево от поля
ф—/7 для данного насоса сопряжено с уменьшением к. п. д., увеличением
радиальных нагрузок на вал и осевых нагрузок на упорный подшипник.
При наличии характеристик насоса и расчетных данных допустимо некоторое
отклонение в сторону уменьшения или увеличения подачи против указанных
в нормальном ряде.
2. Заказ 234.
18
УДЕЛЬНАЯ БЫСТРОХОДНОСТЬ И ВЫБОР ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ НАСОСА
ГЛАВА II
СДЕЛЬНАЯ БЫСТРОХОДНОСТЬ II ВЫБОР ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ НАСОСА
Опреце юн не удельной быстроходности
Удельная быстроходность, которая называется также удельным числом
оборотов и коэффициентом быстроходности, является основной характеристи-
кой, определяющей тип насоса и влияющей на выбор числа ступеней центро-
бежного насоса.
Удельной быстроходностью насоса ns называется то число оборотов,
которое должна иметь модель насоса, геометрически подобная таким размерам,
когда эта модель создает при этом напор Н, равный 1 м, при гидравлической
мощности N = 1 л. с. (число Рейнольдса во внимание не принимается).
Удельная быстроходность для воды определяется по формуле
n„=3,65nX?. (1)
где п — число оборотов в минуту; Q — расход при максима.льном к. п. д.
в м31сек 'для насоса с рабочим колесом двойного всасывания следует при-
нять ; Н — полный напор в м-
Удельная быстроходность является величиной, определяющей для оп-
тимального режима тип подобных насосов независимо от размера пассса
и числа оборотов. Физическое понятие удельной быстроходности не имеет
практического интереса.
При изменении удельного веса перекачиваемой жидкости для данною
насоса при сохранении его числа оборотов постоянным диаграмма скоростей
остается неизменной. Поэтому Q, Н, а следовательно, и его удельная быстро-
ходность, определяемая по формуле (1), не изменяются при перекачивании
жидкостей различного удельного веса.
Часто хдельпую быстроходность рассчитывают по формуле (1а):
где. 2V — гидравлическая мощность в л. с.
Эта формула получается путем подстановки в формулу (1) значения Q
из выражения
75 ’
где у — объемный вес жидкости в кГ!.м? (для воды у = 1000 кГ!м3).
Значение 7V в формуле (1а) для любой жидкости удельного веса у
следует принять равным
_ N 1000
~ у'
Зави< пмость формы и размеров рабочих колес от удельном быстроходности
Три параметра п, Q и Н определяют в сравнительно узких пределах
гидравлические формы центробежного насоса.
Сравнительное уменьшение размеров и изменение типа рабочего колеса
насоса с увеличением удельной быстроходности показаны на рис. бив табл. 2.
ЗАВИСИМОСТЬ ФОРМЫ И РАЗМЕРОВ РАБОЧИХ НОЛЕС ОТ УД. БЫСТРОХОДНОСТИ 19
Увеличение ngсопровождается увеличением площади живого сечения каналов
или уменьшением внешнего диаметра рабочего колеса и соответственно умень-
шением габаритов насоса. Для низких значений ng шеем узкое колесо с боль-
шим внешним диаметром колеса, а для высоких значении ns —• сравнительно
широкое колесо малого диаметра.
Таблица 2
Зависимость основных параметров рабочего колеса для заданных
Q и Н от удельной быстроходности
ns Ун п Л De экв Тип колеса и лопаток
60 1 1 1 1 Радиальные
100 0,60 0,63 0,99 1,39 Пространственные
200 0,30 0,35 0,79 2,18 »
500 0,12 0,20 0,68 2,21 Диагональное
310 0,193 0,452 0,71 — Пропеллерное
48с 0,125 0,216 0,61 -—. »
735 0,082 0,174 0,54 — »
1100 0,054 0,160 0,49 — ft
Рис. 6. Типы рабочих колес различной удельной быстроходности
1 — п = 60, колесо с радиальными лопатками; 2 — п = 100; з — п = 200, колеса с лопатками
двоякой кривизны; 4— по= 500, диагональное'колесо; 5 — п = 1000, пропеллерное или осевое
& ь
колесо.
Из рис. 6 видно, что внешний диаметр рабочего колеса пропеллерного
ft асоса (ng= 1000) для заданных Q и Н в шесть раз меньше диаметра колеса
насоса с радиальными лопатками удельной быстроходности ng= 60.
Представляет интерес изменение формы лопаток рабочих колес для насо-
сов различных удельных быстроходностей.
Из табл. 2 видно, что с повышением ng габариты насоса уменьшаются
в радиальном направлении и увеличиваются немного в аксиальном напра-
влении. Кроме того, мы видим, что при ns = 4804-500 насос пропеллерного
типа не имеет преимуществ в сравнении с центробежным. Следует отметить, что
при ng< 480 диаметр колеса пропеллерного насоса больше, а к. в. д. меньше,
чем центробежного насоса с колесом с пространственными лопатками.
2*
20
УДЕЛЬНАЯ БЫСТРОХОДНОСТЬ II ВЫБОР ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ НАСОСА
Удельная быстроходность также влияет на форму' всасывающего подвода
и спирального отвода, как это показано в главах VI и VII. Следует отметить, что
колеса с равным значением ng могут не быгь подобны, однако они в основном
сохраняют сходство геометрических форм.
Зависимость гидравлических, объемных и механических потерь
от удельной быстроходности
Потери в центробежном насосе
1) гидравлических потерь во
нагнетательной спирали или
Рис. 7. Кривая зависимости потерь от
удельной быстроходности для односту-
пенчатых насосов двойного всасывания.
ч — к. п. д. насоса (максимальные промыш-
ленные значения); ч0 — к. п. д. объемный;
чг — к. п д гидравлический; чм — к. п. д.
механически"- (подшипников и сальников);
Гд г — коэффициент потерь дискового трения.
ках п сальниках можно считать не
состоят из:
всасывающей камере, рабочем колесе и
в направляющем аппарате;
2) объемных потерь пли потерь на
утечку в уплотнительных кольцах,
промежуточных втулках, разгрузочном
барабане и т. д.;
3) потерь на трение дисков колеса, -
иногда называемых механическими поте-
рями'
4) механических потерь в сальни-
ках и подшипниках.
На рис. 7 показана зависимость
различных потерь насоса от удельной
быстроходности, а также величина мак-
симального к. п. д. для промышленных
одноступенчатых насосов двойного вса-
сывания.
Из этих графиков видно, что одни
потери увеличиваются с увеличением
удельной быстроходности насоса, а
другие уменьшаются.
В основном потери на трепне диска
и потери на щелевую утечку увели-
чиваются с уменьшением удельной
быстроходности, в то время как гидра-
влические потери увеличиваютс я только
для крайних пределов удельной быстро-
ходности.
Механические потери в подшппни-
;ависпмыми от удельной быстроходно-
сти и увеличивающимися в процентном отношении с уменьшением потреб-
ляемой мощности насоса.
Очевидно, наивысшее значение к. п. д. насоса будет в том случае, когда
сумма всех потерь достигнет минимума. Так как гидравлические потери имеют
минимальное значение для удельной быстроходности ng = 90 4- 300, а потери
на дисковое трение и потери на утечку изменяются незначительно для высоких
значений удельной быстроходности, то и паивы шип к. и. д. насосы имеют
в пределах ng— 90 4- 300.
Отсюда понятно возникновение вопроса, па каком значении удельной
быстроходности следует остан твиться при конструировании центробежного
насоса, а именно: или на значении ns= 90 4- 300 с целью получения наиболее
экономичной работы насоса в результате высокого к. и. д. или на значении
ng= 700 4- 1000 для получения высокооборотного насоса с малыми габари-
тами и соответственно с малым весом, или ng= 60, чтобы получить высокий
напор на колесо и сократить число студеней для высоконапорного насоса
ЗАВИСИМОСТЬ ФОРМЫ ХАРАКТЕРИСТИК ОТ УД. БЫСТРОХОДНОСТИ
21
Однако в этом случае к. п. д. насоса будет меньше, чем для насоса с колесами
более высокой удельной быстроходности.
Применение насоса с высокой удельной быстроходностью лимитируется
допустимой высотой всасывания (см. гл. Ill) или величиной подпора. Кроме
того, при сравнительно высоких напорах для насосов ng= 700 4- 1000 потре-
буется большое число ступеней (колес), что значительно у сложнит конструкцию
насоса.
Таким образом, выбор удельной быстроходности насоса диктуется эконо-
микой и является компромиссом между высоким к. и. д., малыми габаритами
насоса и допустимой высотой всасывания или подпора.
Допустимая высота всасывания, как это показано в главе III, уменьшается
(необходимый подпор увеличивается) с увеличением удельной быстроходности
при заданной производительности и заданном напоре вследствие увеличения
числа оборотов насоса, несмотря па то, что всасывающая способность колеса
улу читаете я.
Зависимость формы характеристик от удельной быстроходности
Иногда выбор удельной быстроходности (см. гл. IV) диктуется необходи-
мостью получения пологой или круто падающей формы кривой Q—Н.
На рис. 8, 9 и 10 показаны типовые характеристики Q—Н, Q—N и Q—T)
при постоянном числе оборотов для насосов различной удельной быстроход-
ности.
напор, % нормального напора
Рис. 8. Типы характеристик Q — Н для
насосов различных удельных быстроходно-
стей.
Рис. 9. Типы характеристик Q — т] для
насосов различных удельных быстроходно-
стей.
Характеристики насоса дают графическую зависимость между напором,
мощностью, к и. д. и подачей насоса при пост ояниим числе оборотов.
В кривой Q—Н напор достигает максимального значения при Q — 0
и постепенно уменьшается до нулевого значения ()макс. С увеличением пв
кривая Q—Н становится более крутопадающей и величина напора при Q =0
увеличивается до 200°о от Н при Q нормальном ((X).
Кривая Q—г) имеет наибольшим диапазон высоких значений к. п. д.
для низких значений ng и «пиковую» характеристику для высоких значений ng.
Что касается зависимости Q—7V, то для низких ng мощность имеет мини-
мальное значение при Q = 0 и увеличивается постепенно с увеличением по-
22
УДЕЛЬНАЯ БЫСТРОХОДНОСТЬ Н ВЫБОР ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ НАСОСА
дачи С увеличением ng увеличение мощности прекращается, и, наконец, при
больших значениях ng мощность имеет максимальное значение при Q = О
и постепенно уменьшается с увеличением подачи.
Таким образом, в зависимости от ng насос может иметь пологую или круто-
падающую характеристику. Однако в любом случае характеристики должны
быть представлены в виде плавно изменяющихся кривых.
Из уравнения (1) имеем, что низким значениям удельной быстроходности
соответствуют высокий напор, небольшой расход и малые чпела оборотов.
Однако для создания высокого напора
требуются большие окружные скорости
рабочего колеса. Поэтому уменьшение
числа оборотов насоса должно компен-
сироваться большим диаметром рабочего
колеса. Но при небольших расходах и
большом диаметре колеса необходимо
уменьшить площадь выхода из колеса:
А2 = (лЯ2 — za2) b2,
Q-npou3L~2jmeAbWrrib , % нормальна ' производи-
тельности
Рис. 10. Типы характеристик Q — N
для насосов различных удельных
быстро ходностсй.
где D2 — внешний диаметр колеса; z —
число лопаток; <т2 — толщина лопатки
по окружности; Ь2 — ширина лопатки
у выхода и i колеса.
Уменьшение площади на выходе
из колеса возможно при уменьшении
ширины лопатки Ь2 илп при увеличении
толщины лопатки по окружности а2.
Однако длинные узкие лопатки ведут
к увеличению гидравлических потерь
с соответствующим уменьшением гидрав-
лического к. и. д. Утолщение лопатки
также увеличивает гидравлические по-
тери. Кроме того, при увеличении диа-
метра колеса значительно увеличиваются потери на дисковое трс пне.
13 нормальных конструкциях напор па одно колесо не превышает £•»() .и,
хотя в исключительных случаях и достигает 300 м и выше.
Величина максимального напора на одно колесо лпмитируется также
диаметром вала насоса.
При увеличении папора увеличивается мощность, передаваемая колесом,
что в свою очередь требует увеличения диаметра вала и соответственно втулки
колеса. Увеличение вала во всасывающем отверстии колеса нарушает гидра-
влические пропорции у входа в колесо, с нижает гидравлический к. п. д. и
ухудшает всасывающую способность насоса.
Длинные у зкие лопатки трудно отливать, а каналы между лопатками
невозможно хорошо очистить от пригара и песка.
На рис. И показана зависимость между к. п. д. насоса, удельной быстро-
ходностью и производительностью насоса.
Выбор удетьноп быстроходности и числа ступеней насоса
С точки зрения экономики для заданного расхода и напора следует приме-
нять насос, соотвстств' ющий наибольшей удельной быстроходности, так как
с этим связано уменьшение габаритов и веса насоса.
ВЫБОР УД. БЫСТРОХОДНОСТИ И ЧИСЛА СТУПЕНЕЙ НАСОС 4
23
Рис. 11. Зависимость к. п. д. одноступенчатого насоса от удельной быстроходности и
производительности.
1— Q <6 л/сек; г— Q = 64-12 л/сек; 3 — Q = 124-30 л/сек; 4 — Q = 304-60 л!сек-, 6 — Q —
= 604-100 л/сек; в — Q — 100 4-650 л/сек; 7 — Q > 650 л/сек.
Однако увеличение числа оборотов насоса дли повышения удельной
быстроходности лимитируется на основании изложенного выше явлением
кавитации и увеличением диаметра вала. Кроме того, максимальное число
оборотов центробежного насоса лимитируется числом оборотов двигателя,
приводящего в движение насос.
Так как в основном приводом для центробежных насосов сложит электро-
двигатель, то максимальным числом оборотов является 3000 об]мин при ча-
стоте 50 гц и 3600 обj мин при частоте 60 гц.
Применение зубчатых передач ограничено высокой стоимостью и слож-
ностью их. Однако применение ускорителен широко распространено в США
для центробежных насосов для магистральных трубопроводов.
При непосредственном соединении насоса с паровой турбиной число обо-
ротов насосного турбоагрегата достигает 4000—5000 в минуту. Для питания
котлов имеются установки с 10 000 об]мин.
При применении газовых турбин в качестве привода насоса значительно
уменьшаются вес и габариты всего агрегата. Однако для газовых ту рбин
малой мощности (50—300 л. с.) необходим редуктор вследствие того, что число
оборотов турбин достигает 20 000—40 000 в мину ту.
Газотурбинные установки малой и средней мощности при отсутствии
вспомогательных теплообменных аппаратов, так называемые установки
простой схемы, имеют низкий к. п. д. в пределах 11—18%. При применении
теплообменных аппаратов увеличение веса и габаритов газовых турбин делает
пх нерентабельными в качестве привода для центробежного насоса.
Для насосов, перекачивающих горячие нефтепродукты, удельная быстро-
ходность изменяется в пределах ng = 60 4- 100, а для небольшой произво-
дительности опа снижается до ng = 50 4- 40, чтобы избежать большого числа
ступеней.
Напор, создаваемый колесом, увеличивается с уменьшенном удельной
быстроходности прп заданных производительности и числе оборотов, а следо-
вательно, чем меньше удельная быстроходность, тем меньше требуемое коли-
чество ступеней насоса.
Для насосов, перекачивающих горячие нефтепродукты, не следует приме-
нять колеса с удельной быстроходностью ng< 50, потому что колесо в этом
случае становится чрезмерно узким и каналы его могут быстро закоксоваться
и закупориться.
При большей производительности следует применять насосы со сравни-
тельно высокой удельной быстроходностью для увеличения к. п. д. В этом
24
ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
случае насосы потребляют большую мощность, а работа с низким к. п. д.
делает эксплуатацию насоса с низкой удельной быстроходностью (ng =
= 40 4- 50) нерентабельной.
Решая уравнение (1) относительно Н, получаем напор на одну ступень
равным
н = /3,65n]/Q~ \а/з_ (2)
\ nS )
Разделив требуемый полный напор на напор Н, создаваемый одной сту-
пенью, получаем число ступеней насоса.
Следует отметить, что если рабочая точка не находится в зоне максималь-
ного к. п. д. насоса, то удельная быстроходность насоса независимо от выбора
рабочей точки определяется производительностью и напором, соответствую-
щими точке максимального к. п. д.
ГЛАВА III
ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
НАСОСОВ
Явление кавитации
Большая часть неполадок в центробежных насосах является результатом
несоблюдения требуемых условий входа жидкости в насос.
Согласно уравнению Бернулли в закрытом канале с уменьшением гидро-
статического давления увеличивается скорость жидкости.
Скорость жидкости в закрытом канале достигает определенной предельной
величины в тот момент, когда давление становится равным давлению паров
этой жидкости при данной температуре. Когда предельная величина достиг-
нута, жидкость начинает вскипать пузырьками, образуя в канале воздушные
карманы, которые нарушают плавность потока.
Как только пузырьки попадают в зону повышенного давления, они кон-
денсируются, обращая пар в капельки жидкости, причем конденсация обыч-
но происходит мгновенно. Смыкание поверхности исчезнувшего пузырька
сопровождается звуковым эффектом.
При подобном устремлении массы жидкости с огромным ускорением
в смыкающиеся пустоты и образовании при этом ударов происходит местное
повышение давления в этих точках, достигающее 300 ат, причем эти удары
повторяются десятки тысяч раз в секунду.
Это явление носит название кавитации, которая может возникнуть как
в стационарной, так и в движущейся части насоса.
Явление кавитации в насосе сопровождается вибрацией насоса, шумом,
уменьшением расхода, напора, мощности и к. п. д., а также разрушением сте-
нок каналов рабочего колеса, всасывающего подвода, а в некоторых случаях
также и стенок отвода.
Шум и вибрация насоса являются результатом внезапной конденсации
пузырьков по мере прохождения зоны повышенного давления.
Впуск воздуха во всасывающий трубопровод уменьшает вибрацию и шум,
так как воздух, заполняя пустоты, образуемые внезапной конденсацией
пузырьков, амортизирует удары.
В каналах вращающего колеса насоса давление не сохраняется постоян-
ным, в соответствии с чем и образование пузырьков начинается в зоне пони-
женного давления и прекращается в области повышенного давления.
ЯВЛЕНИЕ КАВИТАЦИИ
25
Параллельно с образованием пузырьков самой жидкости из последней
выделяются газы, причем кислород выделяется быстрее азота. Присутствие
газов увеличивает возможность образования пузырьков, а следовательно,
и кавитации.
Обратное поглощение газов в зоне повышенного давления происходит
медленпее, чем конденсация пузырьков пара.
Таким образом, явление кавитации вызывается переходом жидкости
в парообразную фазу и обратно. Двойная фаза этого явления, усугубленная
сложностью потока в каналах рабочего колеса усложняет методику расчета
величины давления в различных зонах лопаток колеса насоса, что вызывает
необходимость прибегать для определения режима кавитации для насоса
Рис. 12. Характеристика одноступенчатого насоса двойного
всасывания 4НДв на воде при различных высотах всасыва-
ния. п = 2950 об/мин-, D2 = 280 мм.
к опытному пути и затем производить пересчет методом подобия для насосов
больших и меньших размеров против насоса, подвергнутого испытанию.
В центробежном насосе явление кавитации может наступпть, когда да-
вление у входа в рабочее колесо падает ниже определенного значения, если
производительность или число оборотов увеличиваются против нормы или
температура жидкости повышается без соответствующего повышения давле-
ния у входа в рабочее колесо.
При заданной производительности Q и напоре Н относительная скорость
Wy при входе в рабочее колесо увеличивается с увеличением числа оборотов
или удельной быстроходности насоса. Таким образом, увеличение удельной,
быстроходности насоса лимитируется опасностью появления кавитации вслед-
ствие увеличения относительной скорости Wx.
Падение напора, расхода и мощности в режиме кавитации при работе
на воде наступает внезапно для насосов с низкой удельной быстроходностью
(рис. 12) и постепенно для насосов с высокой удельной быстроходностью.
При работе на нефтепродуктах срыв характеристик происходит более плавно
(рис. 13).
В пропеллерных насосах режим кавитации выражается неясно, так как
полного срыва характеристик может и не наступить.
Кавитация в пропеллерном насосе определяется падением к. п. д.
Следует отметить, что чем длиннее и уже лопатки рабочего колеса, -вем
больше каналы колеса заполняются пузырьками паров жидкости и тем
скорее наступает кавитация. Следовательно, чем шире и короче лопатки
рабочих колес и чем меньше лопатки перекрывают друг друга, тем меньше
они подвержены влиянию кавитации.
26 ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Центробежные насосы предназначены для перекачивания практически
несжимаемых жидкостей, образование в насосе значительного количества газов
или паров нарушает правильную работу насоса.
Наличие газов в насосе является причиной вибрации, износа, плохой
работы сальников и заедания вращающихся деталей ротора, а также срыва
характеристик насоса.
Присутствие воздуха во всасывающей камере также ускоряет появление
кавитации. Так, например, наличие 1 % по объему воздуха может уменьшить
подачу насоса до 10%, а при просачивании 10% воздуха насос может потерять
всасывающую способность, если он работает на пределе, и наступит срыв.
Q,mj/wc Следует запомнить, что колесо
Рис. 13. Кавитационные характеристики одно-
ступенчатого насоса двойного всасывания
10НД-6Х1, перекачивающего мазут при
197°. у - 0,843, п = 1450 об/мин, Q =
= 340 м3/час, Н = 65 м..
насоса не может воздействовать на
жидкость, пока последняя не
достигнет лопаток рабочего колеса,
а чтобы перекачиваемая жидкость
достигла входной кромки рабочего
колеса, необходима затрата энер-
гии извне.
При испытаниях насосов на
кавитацию замечено некоторое
увеличение напора и к. п. д. на-
соса перед началом кавитацип. Это
происходит вследствие того, что
перед началом кавитации начи-
нается отрыв жидкости от стенок
каналов колеса и сопротивление
на тренпе уменьшается с соот-
ветствующим увеличением И и
к. п. д. насоса.
С одной стороны, при кави-
тации уменьшаются потери на
дисковое трение, а с другой стороны, увеличивается профильное сопротив-
ление. Поэтому в начале кавитации напор и к. п. д. слегка увеличиваются,
а с увеличением кавитации резко падают.
Примем следующие обозначения ( в м ст. жидкости): Нц — давление на
свободную поверхность, равное атмосферному давлению, если жидкость
поступает в насос из открытого сосуда (рис. 14), и давлению в сосуде, если
жидкость поступает в насос из закрытого сосуда (рис. 15); Ht — давление на-
сыщенных паров жидкости при данной температуре; На — давление на сво-
бодную поверхность сверх упругости паров; IIs—эффективная статическая
высота всасывания, отнесенная к горизонтальной оси рабочего колеса. Поло-
жительное значение Hs обозначает вакуум, отрицательное значение — под-
пор:
HS = hS^hl’
* с >
где hs — геодезическая высота всасывания в м\ hf — потерп во всасываю-
щем трубопроводе в м.
Принимаем
колеса
в лс;
^1»
2g
%2
2g
скоростной напор во всасывающем отверстии рабочего
скоростной напор у входа лопатки
рабочего колеса в м;
и Я2 — экспериментальные коэффициенты.
ЯВЛЕНИЕ КАВИТАЦИИ
27
или
Количественное выражение На находим из уравнения
Рис. 14. Схема поступления жидкости в насос из открытого сосуда.
(3)
(4)
т. е. давление на свободную поверхность сверх упругости паров жидкости
является источником энергии для поднятия жидкости на высоту hs, преодо-
ление потерь во всасывающем трубопроводе hf, для создания скоростного
Рис. 15. Схема поступления жидкости в насос из закрытого сосуда.
местного понижения давления, вызываемого разностью давлений между
и>2
задней и передней сторонами лопатки,
1
2g
При вращении лопаток рабочего колеса жидкость должна следовать за
лопаткой со скоростью вращения лопатки.
Воздействие входной части лопатки на жидкость увеличивает давление
на передней ведущей стороне с соответствующим понижением относительной
28 ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
скорости и понижением давления, а следовательно, и увеличением относитель-
ной скорости на задней стенке.
Таким образом, на некотором расстоянии от начала лопатки на задней
ее стенке находится зона пониженного давления, величина которой зависит
от скорости w и угла атаки а' потока (см. главу V).
Следует отметить, что увеличение всасывающего отверстия рабочего ко-
леса уменьшает скорость входа се и увеличивает относительную скорость Wj.
Поэтому необходимо рассчитывать входное отверстие в рабочем колесе и угол
входа /51 для данного расхода и данного числа оборотов, при условии чтобы
г2
1 , 1 е
сумма Л1-^ + Я2 2^
была минимумом.
Коэффициент зависит от формы профиля входной кромки, угла атакп
а' и удельной быстроходности насоса.
Согласно различным экспериментальным данным для колес с простран-
ственными лопатками и хорошими условиями входа Я1 = 0,085 и Яг = 1,4
для точек срыва и Я] = 0,23 п Яг = 1,57 для работы без кавитации.
Коэффициент Яг вообще изменяется в пределах 1,2—1,8, т. е. больше
с2
единицы, так как выражение
7'2
включает все потери на входе в колесо,
до того как жидкость приходит в контакт с входными кромками колеса С
Очевидно, что кавитация начнется при
(5)
В этом случае дальнейшее увеличение скоростей се и wv а следова-
тельно, и расхода невозможно. Располагаемый запас энергии На — Hs
, !4Ч2 , о се2
использован на создание напора Яг -к—(-л2-^— : а при увеличении С уве-
^ё ^ё
личиваются се и wt, в то время как На остается неизменным.
Расчет необходимого подпора или допустимой высоты всасывания
для центробежных насосов
Рудневым предлежено следующее уравнение для определения высоты
всасывания для центробежных насосов:
_и \3lt
П1 2 = ; (6)
решая это уравнение относительно^ Hs, получаем
(7)
где Q—расход в м3)сек (для колеса с двусторонним входом Q и ринимается
равным половине расхода); Cvv— коэффициент, зависящий от удельной бы-
строходности насоса и толщины вала, проходящего через всасывающее отвер-
стие колеса.
На основании испытаний насосов на насосном заводе им. М. И. Калинина,
на испытательной станции Гипронефтемаша и на заводах Министерства неф-
тяной промышленности автором определена зависимость между Скр и ng для
одноступенчатых насосов с тонким валом и высоконапорных многоступен-
чатых насосов с толстым валом при работе на воде (см. рис. 16).
Гонгвер Кальвин. Transactions ASME, 63, январь, 1943
РАСЧЕТ НЕОБХОДИМОГО ПОДПОРА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
29
Згим графиком следует пользоваться при определении высоты всасывания
насоса. Значение < кр можно также получить из следующих данных
ns 50—70 70—80 80-150 150-220
^'itp 600—750 800 800—1000 1000-1200
Для многоступенчатых насосов с проходным валом большого диаметра
следует применять нижний предел Скр. Винтовые колеса с ns = 800—1000
имеют величину Скр= 1800—1900. Для повышения всасывающей способности
питательных турбонасосов винтовое колесо иногда устанавливают перед
входом колеса первой ступени (см. главу XXVII).
Рис. 16. Зависимость Скр от удельной бы-
строходности (для воды).
1 — одноступенчатые и двухступенчатые насосы с
тонким проходным в ал ом'и консольные насосы; 2—
многоступенчатые насосы с толстым проходным валом.
дител ьности для одноступенчатого
насоса двойного всасывания бНДс.
п = 2950 об/мин\ Dz = 242 мм.
При постоянных числах оборотов насоса Скр увеличивается с уменьшением
производительности. Поэтому, если необходимо уменьшить подпор насоса,
пенекачивающего жидкость, находящуюся в состоянии равновесия с ее парами,
можно применять насос большей производительности, например 120—140%
требуемой производительности. На рис. 12 и 17 построены полученные экс-
периментальным путем значения Скр для насосов 4НДв и бНДс в зависимости
от производительности насоса.
Для насоса 4НДв при (?норм= 50 aJcck Скр= 770, в то время как для Q =
= 0,70,^норм= 35 л!сек Скр = 880. Точно так же для насоса бНДс при (?норм=
= 85 л/сек Скр= 1040, а для Q = 0,70, (?Норм= 59 л/сек, Скр= 1180.
Этим пользуются при конструировании колеса первой ступени много-
ступенчатого насоса для горячих нефтепродуктов. Колесо первой ступени
рассчитывают на производительность, равную 120—140% производительности
колес последующих ступеней, благодаря чему Скр увеличивается на 10—20%.
Кроме того, для повышения величины Скр колесо первой ступени берут боль-
шей удельной быстроходности, чем колеса последующих ступеней. Для дан-
ного насоса Скр уменьшается также и при уменьшении числа оборотов пас оса.
Для трехдюймового четырехступенчатого насоса, работавшего при раз-
личных числах оборотов, получены следующие значения Скр: п = 3550,
Скр= 830; п = 2920, Скр= 720; п = 2420,' Скр= 610.
При испытании насоса 6НМК-2 получены следующие результаты: п =
= 2920, Снр-= 1100; п = 1475, Скр= 970.
30 ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Уменьшение величины Скр с уменьшением числа оборотов насоса можно
объяснить тем, что при меньших числах оборотов насос работает при высоком
вакууме, так как срыв в этом случае наступает при высоких значениях 7/ч,-
Вследствие вакуума выделение пузырьков воздуха начинается раньше, чем
запас энергии На—Hs становится равным нулю.
Величина диаметра De отверстия рабочего колеса проверяется так®»
по формуле
К„ = , (8)
где Реэкв—эквивалентный диаметр всасывающего отверстия в м, он равен
| —jD2t, a De — диаметр входного отверстия рабочего колеса в м\
/>пт —диаметр втулки рабочего колеса в м; Q — расход в м31сек\ п — число
оборотов в минуту; Ко — коэффициент; для насосов, перекачивающих хо-
лодные жидкости, Ко изменяется в пределах 3,8—4,5. Для горячих нефтепро-
дуктов, для воды с t = 100° и более и для сжиженных газов Ко изменяется
в пределах 4,0—5,5.
Уравнение (6) можно выразить также в зависимости от п при помощи
следу юшпх преобразований. Удельная бы< троходпость насоса
ns = 3,65 • (9)
Преобразовывая уравнение (9), имеем
— 773/4
и ) Q = -3 55- • (9а)
Р( шая уравнение (6) относительно Скр и подставляя вместо п Q его
значение из уравнения (9а), получаем
'вр-
ио -103/4
£Э
пли
(Ю)
на—нв
Отношение ——= называется
н
чается а. Подставляя в сравнение
коэффициентом кавитации и обозна-
Н a~Hs
(10) вместо---75-- его обозначение
через а, получаем
1,54 По
г — 1_______5
Скр - ,4 -
(И)
В этом виде С’кр выражено через коэффициент Тома о и удельную
быстроходность nq.
РАСЧЕТ НЕОБХОДИМОГО ПОДПОРА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
31
Для определения всасывающей способности центробежного насоса урав-
нение (7) следует представить в виде
н — н„=\
а о I z~r
1 \ Скр
4/з
10.
(12)
Чем меньше На —Hs, тем лучше всасывающая способность насоса и тем
больше
1
в
Рис. 18. Кривые упругости паров углеводородов.
— этан; 2 — пропан; 3 — изобутан; 4 — изопентан; 5 — бензин;
— толуол; 7 — экстракт SO2; 3 — керосин; 9 — газойль; то — лег-
кие остатки; 11 — тяжелые остатки.
При перекачке горячих нефтепродуктов жидкость находится’под давле-
нием собственных паров, т. с. в состоянии равновесия с давлением паров,
и, следовательно, Нъ = Ht и Ца = 0.
Уравнение (12) в этом случае принимает такой вид:
(13)
т. о. для4 работы насоса необходим подпор Hs. Учитывая потери во всасы-
вающем трубопроводе, очевидно, будем иметь геодезический подпор, равный
/г„ — — — /г..
О О /
На рис. 18 и 19 даны графики упругости насыщенных паров различ-
ных нефтепродуктов и их зависимость от температуры. Приводим расчеты
высоты всасывания центробежного насоса.
Пушке] ы. 1. Нснссльный нас< с ЗНК подает воду при <=20°,
Q = 20 л/сек, п = 2900 об/мин, ns = 70-
32
ДОПУСКАЕМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ДЛЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Принимая для насоса ЗНК Скр = 800 и подставляя это значение в урав-
нение (12), получаем
• 10 = 4,1 М СТ. ЖИДКОСТИ.
Принимаем Нь=10 м и Ht = 0,24 м для воды при t = 20°, На = 10 —
—0,24=9,76 м ст. жидкости и Hs = 9,76—4,1 = 5,66 м ст. жидкости.
Геодезическая высота всасывания h„ = 5,66—hf.
13 1
Рис. 19. Кривые упругости паров легких углеводородов.
1 — метан; 2 — этилен; з — этан; i — пропилен; 5 — пропан; 6 — ивобутан;
7 — бутан; 3 — изопентан; 9 — пентан.
2. При перекачке насосом ЗНК бензина удельного Воса у — 0,75 при
t = 40°, Q = 20 л/сек, п - 2900 об/мин
Нь= = 13,3 м ст. жидкости;
X л о IT ОЛЛ « 200 •13’6 о с
по графику рис. 18 = 200 мм рт. ст. или Q= 3,b м ст.
жидкости при t = 4J°; На = 13,9 — 3,6 = 10,3 м ст. жидкости; Hs —
= 10,3—4,1=6,2 м ст. жидкости; hs— 6,2 — hf.
В действительности необходимо несколько уменьшить величину 11 St
гак как при некотором повышении температуры бензина (нагрев летом) может
наступить явление кавитации. Необходимо предусмотреть в расчете маш и-
малыгую температуру во всасывающем трубопроводе.
3. При перекачке насосом ЗНГК горячего нефтепродукта при I = 300°,
Q = 20 л/сек, п = 2900 об/мин принимаем, что жидкость находится в равно-
весии с давлением паров; тогда На = 0, —7fs=-|-4,l и необходимый подпор
для работы насоса
/2S= 4-4,1
Если давление в сосуде больше давления упругости паров нефтепродукта
при рабочей температуре 300°, то подпор теоретически можно еппзпи, на
УМЕНЬШЕНИЕ ВРЕДНОГО ВЛИЯНИЯ НАВИГАЦИИ
33
величину избыточного давления. Однако для горячих нефтепродуктов вели-
чину геодезического подпора не следует принимать менее 2 м ввиду возмож-
ности газообразования в насосе.
Уменьшение вредного влияния кавитации
Если центробежный насос работает продолжительное время вблизи режима
кавитации, то разъедается поверхность лопаток рабочего колеса. Это разъ-
едание является в основном результатом механического воздействия пузырь-
ков конденсирующегося пара. Следует отметить, что химическое воздействие
выделяемых газов под действием ударов жидкости увеличивает разъедание
лопаток.
Различные металлы по-разному противостоят разъеданию Большое
влияние имеют химический состав, лучшие физические свойства (твердость)
и состояние поверхности металла. Чем прочнее и тверже материал, тем лучше
он сопротивляется при одних и тех же условиях действию кавитации. Чем
лучше полирована металлическая поверхность, тем меньше она будет подвер-
гаться разъедающему действию кавитации.
Лучшими материалами для деталей, подверженных кавитации, являются
нержавеющие стали с высоким содержанием хрома и никеля и стеллит.
Опыты показывают, что для каждого материала существует критическое
значение кавитации, при котором начинается разрушение материала. Так,
например, стекло, нержавеющие стали, стеллит и золото разрушаются под
действием кавитации при воздействии чистой воды, когда кавитация дости-
гает своего критического значения для данного материала.
Вообще лучшее сопротивление разъеданию под влиянием кавитации ока-
зывают твердые металлы с высокими механическими показателями на проч-
ность. Исключение составляет резина, которая при хорошей вулканизации
к металлической поверхности не показывает никаких признаков разъедания
или износа. Однако при увеличении степени кавитапии выше критического
значения защитный слой резины разрушается быстро и отпадает от поверх-
ности металла большими кусками, причем в резине были обнаружены высокие
внутренние температуры Ч
Согласно изложенному выше уменьшить влияние кавитации можно
следу ющим образом:
1) в многоступенчатых насосах выполнением колеса первой ступени
более высокой удельной быстроходности, чем колеса последующих сту-
пеней;
2) уменьшением числа оборотов;
3) уменьшением производительности колеса с применением колеса пер-
вой ступени с двусторонним подводом жидкости;
4) смещением рабочей точки колеса первой ступени влево от точки ма-
ксимального к. п. д_, так как Свр увеличивается при уменьшении производи-
тельности колеса;
5) уменьшением потерь во всасывающем трубопроводе до минимума;
б) умепыпеппем высоты всасывания пли увеличением подпора;
7) обеспечением конструкции входного отверстия колеса и выбором
гла атаки на входе, чтобы выражение + Ла равнялось минимуму;
8) приданием заостренной формы входным концам лопатки с небольшим
радпусом закругления п с плавным переходом от тонкой к утолщенной части
лопатки;
9) установкой винтового колеса на входе колеса первой ступени.
1 Р. Г. Кнапп, Mechanical Engineering, 76, N 9, 731, 1954.
3 Заказ 234.
34
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Кавитационные качества насосов можно определять с большой точностью
по методу подобия. Для этого необходимо иметь кавитационную характе-
ристику насоса, служащего прототипом, и по методу подобия пересчитать
для модели.
Кавитационные характеристики насосов совершенно новой конструкции
можно определять только приблизительно по формуле
2 С 2
При перекачке нефтепродуктов, обладающих небольшой вязкостью,
срыв характеристик происходит более плавно, чем па воде, вследствие того
что нефтепродукт состоит из различных фракции углеводородов, причем каж-
дая фракция при данной температуре имеет свою точку кипения (см. рис. 13).
Согласно закону Дальтона для парциальных давлений газообразование
легких фракций при дайной температуре будет происходить при более высоком
давлении, чем давление, соответствующее точке газообразования при дан-
ной температуре.
Кроме того, меньший коэффициент теплопередачи нефтепродуктов в срав-
нении с водой также замедляет фазу парообразования и конденсацию с соот-
ветствующим ослаблением кавитации.
Таким образом, явление кавитации зависит также от термодинамических
свойств жидкости — скрытой теплоты, теплоемкости и теплопроводности.
Опыты показали, что количество но растворенных в жидкости примесей также
имеет влияние на воздействие кавитации на разъедание.
ГЛАВА IV
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Определение характеристик
Работа центробежного насоса определяется полученными на испытательном
стенде характеристиками.
Характеристиками центробежного насоса называется графическая за-
висимость напора, потребляемой мощности и к. п. д. от производительности
при постоянном числе оборотов (см. рис. 12).
Производительностью, илп расходом, насоса называется объем жидкости,
подаваемой насосом в единицу времени. Производительность насоса изме-
ряется в литрах в секунду (л[сек} или кубических метрах в час (м3/час) и
при больших производительностях — в кубических метрах в секунду (м3/сек).
Высота подъема жидкости, пли давление, создаваемое насосом, называется
напором и измеряется в метрах столба жидкости (м ст. жидкости); она не зави-
сит от удельного веса жидкости.
Мощность насоса увеличивается с увеличением удельного веса жид-
кости.
При измерении напора в м вод. ст., кГ/см2 или ат с увеличением удель-
ного веса жидкости напор увеличивается.
Для построения характеристик Q—Н принимается полный напор, кото-
рый иногда называется дифференциальным, или манометрическим, напором.
Методика подсчета полного напора приведена в главе XXXII.
Коэффициент полезного действия является критерием экономичности
работы насоса и принимает во внимание все потери в насосе.
ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА И ТРУБОПРОВОДА
35
Для получения характеристики насоса производительность Q в л]сек
или л«3/чйс откладывается по оси абсцисс. Напор Н в м ст. жидкости, потре-
бляемая мощность N в л. с. и к. п. д. т] в % откладываются по оси ординат.
Иногда на диаграмму наносят также удельную быстроходность ns и ка-
витационный коэффициент Скр или кавитационный запас d/iHon как функции
производительности Q.
Опытные характеристики центробежного насоса определяют путем от-
крытия или закрытия задвижки на нагнетательном трубопроводе, изменяя
таким образом производительность насоса от Q = 0 до (?мак0.
Одновременно с производительностью замеряют создаваемый насосом
напор, потребляемую мощность и число оборотов насоса. Все данные, полу-
ченные во время испытания насоса, приводят к постоянному числу оборотов
двигателя.
Серия показаний при различных открытиях задвижки дает необходимое
количество точек для построения характеристик насоса.
Характеристики насоса и трубопровода
Напор, развиваемый насосом, расходуется на подъем жидкости на вы-
выс оты всасывания и нагнетания (статический напор),
во всасывающем и нагнетательном трубо-
соту, равную разности
на преодоление потерь на трение
проводах и на создание скоро-
сти, с которой жидкость проте-
кает по трубопроводу.
Характеристика нефтепро-
вода изображается графически
(рис. 20) и совмещается с ха-
рактеристикой Q—Н насоса.
Характеристикой трубопро-
вода называется кривая, даю-
щая изменение высоты напора
II в зависимости от производи-
тельности Q. Эта характеристика
не зависит от характеристики
насоса.
Режим работы насоса в
сети определяется точкой пере-
сечения кривой Q—Н насоса с
характеристикой трубопровода,
Рис. 20. Характеристики нефтепровода и насоса.
1 — кривая Q — Н насоса; 2 — характеристика нефте-
провода; -3 — статический напор (подъем); 4 — потери
на трение в трубопроводе.
построенной в тех же координатах.
Типы характеристик
Характеристика Q—Н насоса может быть пологой или крутопадающей
(рис. 21).
Принимаем, что гидравлические потери в насосе равны К' и что
с 2
часть кинетической энергии на выходе из колеса К" преобразовывается
^8
и 2
в энергию давления. Тогда напор Н = К , создаваемый колесом при Q =
= 0 (где К — коэффициент напора, зависящий от конструкции рабочих орга-
нов насоса), при увеличении производительности уменьшится на величину
потерь на трение К' , на величину скоростного напора , необходи-
с 2
мого для протекания жидкости, и увеличится на величину К" -%— .
3*
36
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ HACUCOP
Исходя из этих положений, полный напор, создаваемый насосом для
заданной производительности, равен
гг____ [г цаа_____zzz _________w22 । jy-n csa
2g 2g 2g + П 2g ’
откуда
н = К - (1 + K') + K” .
2g ' 1 ' 2g ' 2g
(14)
(15)
Следует отметить, что коэффициенты К' и К” являются переменными
величинами.
Анализируя уравнение (15), видим, что еелп величина
/fV>(l + ^')«'22»
то характеристика Q — II
будет пологой. Если вели-
чина
АГ"с32<(1 + ^')«22.
то, начиная от минималь-
ной производительности,
характеристика Q—II бу дот
крутопадающей.
При низких ng, когда
абсолютная скорость с3
сравнительно велика (вви-
ду высоких напоров), а
относительная скорость
мала (ввиду небольшой
производительности насо-
са), кривая Q—Н будет
пологая.
При высоких значениях ng производительность насоса велика, а напор
сравнительно невелик, вследствие чего относительная скорость ш2 увеличи-
вается, а абсолютная скорость с3 уменьшается. Поэтому насосы большой удель-
ной быстроходности имеют крутопадающую характеристику Q—Н.
При небольшом изменении напора пологая кривая Q—Н дает широкий
диапазон производительности, сохраняя высокий к. п. д. Вследствие этого
пологая характеристика желательна при работе насоса с меняющимися на-
грузками, когда напор в основном расходуется на преодоление трения в тру-
бах. Крутопадающая кривая Q—Н дает большое изменение напора при ми-
нимальном изменении производительности и мощности, что желательно при
колебании статического напора.
Следует отмстить, что каждая форма кривой Q—Н соответствует опре-
деленной удельной быстроходности rcg и всякое значительное искусственное
изменение формы кривой Q—H для данного rcg сопровождается снпж( нпем
напора и к. и. д.
На форму' кривой Q—Н влияют также вязкость жидкости и величина
щелевых потерь. Увеличение вязкости перекачиваемой жидкости увеличи-
вает крутизну кривой Q—Н (см. рис. 105), в то время как при увеличении
щелевых уточек кривая Q—Н становится более пологой (см. рис. 72).
Характер изменения кривой мощности в зависимости от производитель-
ности насоса играет важную роль при эксплуатации насоса.
Наиболее благоприятной формой является кривая мощности, достигаю-
щая максимального значения для производительности (?Норм, соответствую-
МЕТОДЫ РАСЧЕТОВ
37
щей максимальному к. п. д., и уменьшающаяся для больших и меньших
значений против (?Норм- В этом случае электродвигатель, выбранный для
нормального режима насоса, не будет перегружаться при режимах, отличных
от нормального режима.
Анализируя характеристики Q—N для насосов различной быстроход-
ности (см. рис. 10), видим, что кривые мощности при ng = 210 удовлетворяют
условиям наиболее благоприятной формы кривой мощности.
При ns = 400 с уменьшением производительности мощность возрастает
и при (?=0 увеличивается на 184% против мощности при (2норм.
Увеличение мощности с ‘увеличением производительности для насосов
cng< 210 может быть ограничено кавитационным режимом работы насоса или
сопротивлением трубопровода.
ГЛАВА V
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Методы расчетов
Вследствие несовершенства теории центробежных насосов необходимо
при гидравлических расчетах пользоваться опытными коэффициентами,
полученными при испытаниях i гас особ различной удельной быстроходности.
Значение теории заключается в том, чтобы намечать и указывать, какое
влияние будут иметь те или иные изменения, вносимые в конструкцию про-
веренных опытным путем рабочих колес, всасывающих камер и нагнетатель-
ных отводов.
На рис. 22 и 54 даны кривые коэффициентов, вычисленных автором для
насосов новейших конструкций различной удельной быстроходности. На этих
графиках впервые приводятся все необходимые для расчета насосов коэф-
фициенты, имеющие вполне закономерное изменение для насосов различной
удельной быстроходности; изменение этих коэффициентов происходит в пол-
ном соответствии с теоретическими соображениями.
По этим графикам, как будет показано ниже, можно определить все пара-
метры рабочих органов насоса для различной удельной быстроходности.
Кривые коэффициентов (см. рис. 22 и 54) показывают, что уменьшение
или увеличение удельной быстроходности насоса связано с изменением всех
параметров рабочего колеса, подвода и отвода. Для получения высокого
к. п. д. одностороннее изменение одного или нескольких параметров рабочих
органов насоса допустимо лишь в небольших пределах.
При конструировании центробежных насосов встречаются три возможных
случая расчета:
1) расчет рабочих колес, всасывающей камеры и нагнетательного отвода
насоса новой удельной быстроходности;
2) расчет насоса по методу подобия;
3) расчет новых параметров насоса на базе существующего проверенного
насоса для специальных условий путем модификации одного или нескольких
параметров колеса или нагнетательной спирали.
Основное уравнение центробежных насосов
Центробежный насос состоит в основном из рабочего колеса и корпуса,
в котором вращается рабочее колесо.
Жидкость поступает в рабочее колесо в аксиальном направлении в центр
рабочего колеса и выходит из колеса в радиальном направлении в нагнетатель-
38
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Рис. 22. Кривые коэффициентов для расчета колес различной удельной
быстроходности.
ную камеру насоса. Энергия передается через лопатки вращающегося рабочего
колеса жидкости, увеличивая одновременно давление и скорость жидкости,
р Вследствие того что часть энергии жидкости па выходе из рабочего колеса
является кинетической, для получения высокого к. п. д. необходимо эффектив-
ное преобразование кинетической энергии в энергию давления.
Напор центробежного насоса определяется по уравнению Эйлера
U„C 1—1Г.С,,
Н=п,
1Г g
где Н — полный напор в м; и — окружная скорость в м/сек; си — сред-
нее значение проекции абсолютной скорости па окружную скорость и в м/сек;
t]r — гидравлический к. и. д.; g — ускорение силы тяжести (9,81 м/сек2).
Индекс 1 относится к входу, индекс 2 — к выходу потока из рабочего
ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
39
колеса при бесконечно большом числе лопаток, индекс 3 — к выходу7 потока
из рабочего колоса при конечном числе лопаток.
Приводим вывод уравнения Эйлера. В центробежном насосе внешние силы
приложены к потоку через воздействие лопаток рабочего колоса.
Момент количества движения потока на радиусе Rx у входа в колесо
(рис. 23)
Момент количества
движения потока на радиусе
/?2 у выхода из колеса
^2 = V QC^
Обозначив момент внешних сил
через М. имеем
М = M2-MX = ^-Q (с212 - С1/г).
Из треугольников (рис. 23)
Z2=T?2cosa2 и Z1=/?1cosa1.
Подставляя найденные значения
12 и 1Х, имеем
М = Q (c2R2 cos a2 — cxRx cos aj.
Так как c2 cos a2 = cUa и cx cos ax =
= cui, TO
M=-^Q(cUaR2-cuxRx).
Умножая обе части уравнения
на угловую скорость со, получим
М(о — Q (cUtR2co — cU1Rxa>),
где Мы представляет собой мощность
энергии жидкости:
Рис. 23. Диаграмма скоростей на входе
в колесо и на выходе из него.
в кГм/сек, затраченною да передачу
Мы = .
Кроме того, R2a> = и2 и Rxu> = ux, подставляя в первоначально получен-
ное уравнение, имеем
•откуда
QH’y V щ х
—— = — <2(«2cU2 — uxcUx),
iy Б
Н' _ Ц2сцг и1Сих
’Jr s
(17)
Тангенциальная проекция абсолютной скорости cU1 в формуле (17) пред-
ставляет собой скорость закручивания потока жидкости, до того как жидкость
поступила в колесо.
Однако скорость закручивания cU1 при отсутствии направляющего аппа-
рата во всасывании является прямо или косвенно результатом воздействия
лопаток рабочего колеса на частицы жидкости. Поэтому скорость закручи-
40
IИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
вания cU1 является следствием работы самого рабочего колеса, в в уравнении
(17) следует принять = 0. В этом случае
Н' = ^т]г. <18)
При нулевом расходе cU2 = u2 и
1! 2
^0=-:-^. (19)
Если скорость закручивания во всасывании создается направляющим
аппаратом или установкой пропеллерного колеса перед входом в колесо,
причем направление скорости закручивания совпадает с направлением вра-
щения колеса, то напор и мощность колеса уменьшаются, так как в этом
случае произведение щси1 в уравнении (17) не равно нулю.
Уравнение (17) основано на предпосылке, что поток жидкости следует
контуру лопатки и угол потока равен углу лопатки. Это условие может быть
соблюдено только при бесконечно большом числе лопаток.
В действительности при конечном числе лопаток мы имеем разность
давлений в потоке в межлопаточном пространстве вследствие воздействия
лопатки на жидкость, в результате чего происходит отклонение потока.
Вследствие отклонения потока уменьшается абсолютная скорость с2
или проекция абсолютной скорости на окружную скорость cU2 с соответствую-
щим уменьшением теоретического напора. Чем больше для данной удельной
быстроходности отношение расстояния по окружности между лопатками к внеш-
нему диаметру D2, тем больше отклонение струп потока.
Поэтому учет конечного числа лопаток следует выражать в виде поправки
к величине проекции абсолютной скорости на выходе из колеса на окружную
скорость:
Сиз = KCu2cU2. (20)
Величина в формуле (20) была определена автором для колес раз-
личных удельных быстроходностей для нормального числа лопаток и нор-
De
мального отношения
-^*2
Величина коэффициента KcU2 изменяется в пределах 0,67—0>60 для
удельной быстроходности ng = 604-600. Большие значения коэффициента КСи2
соответствуют низким удельным быстроходностям.
Коэффициент Кс^ для колес высокой удельной быстроходности умень-
шается вследствие сравнительно большой ширины и кривизны лопаток колес
для этих удельных быстроходностей. Поэтому средняя абсолютная скорость с2
пли ее проекция на окру жную скорость с„2 будет меныпз, чем для колос
низкой сдельной быстроходности.
В последнем случае распределение скоростей в потоке более благоприятно,
так как профиль лопатки менее загнул назад и лопатки сравнительно узки.
Вообще увеличение изгиба лопатки вызывает большие различия скоростей
на ведущей и тыльной сторонах лопаток с соответствующим уменьшением
коэффициента Кс^ .
Тогда уравнение (18) окончательно примет вид
Н = (21)
g
или
МлЛГр с,,
Я =-----(21а)
где Я —• полный напор при конечном числе лопаток в м ст. перекачиваемой
жидкости; Я'—полный напор прп бесконечно большом числе лапаток.
ДИАГРАММА СКОРОСТЕЙ У ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
4f
Гидравлические потери
Гидравлические потери в центробежном насосе состоят из потерь: 1) во
всасывающей камере; 2) на удар при входе в рабочее колесо; 3) на трение
в каналах рабочего колеса; 4) на удар при выходе жидкости из рабочего ко-
леса; 5) на трение и удар в нагнетательной спирали; 6) на удар в диффузоре
нагнетательной спирали.
Таким образом, гидравлические потери в насосе являются результатом
потерь напора на трепле и потерь от изменения сечении потока и изменении
его направления. Гидравлические потери каждого типа центробежного насоса
следуют своему собственному закону и зависят от формы и конструкции под-
водящей камеры, длины и формы очертаний лопаток рабочего колеса, от угла,
атаки а', формы и конструкции нагнетательной камеры насоса.
Гидравлический к. и. д. равен отношению действительного полного напора
Н к теоретическому напору #теор> который мог бы создавать насос, работая
без гидравлических потерь, что при наличии уравнения (21) дает
в - н - ен
Н и с
''теор “2 из
Гидравлический к. п. д. учитывает потери в колесе, всасывающей камере
насоса и в нагнетательной спирали или направляющем аппарате, если таковой
имеется. Вообще потеря энергии зависит от распределения скоростей в потоке.
Вследствие того, что каналы рабочих колос сравнительно коротки и имеют
переменную форму и переменный гидравлический радиус, все попытки опре-
деления гидравлических потерь в лопатках рабочего колеса по аналогии
с трубами круглого сечения (пользуясь прп этом гидравлическим радиксом
поперечного сечения) не дают правильных результатов, и такие расчеты со-
вершенно не могут быть рекомендованы прп конструировании современных
центробежных насосов для определения наиболее рациональных форм каналов,
обеспечивающих достижение высокого к. п. д.
Прп настоящем уровне знании теория гидродинамики не дает точного
определения гидравлических форм каналов для достижения наивысшего к. п. д.
Успех конструкции зависит от опыта конструктора, подкрепленного знанием
законов гидродинамики.
Основные правила для конструирования рабочих органов гидромашин
с высоким гидравлическим к. п. д. следующие:
1) обеспечение плавности изменения скоростей;
2) избежание замедления скорости потока, в особенности во вращающихся
органах;
3) выбор наиболее простых форм профилей рабочих органов;
4) избежание острых углов в каналах, а также крутых поворотов;
5) соответствие геометрических форм рабочих органов выбранной удель-
ной быстроходности.
Диаграмма скоростей у входа в рабочее колесо
На рис. 24 показана диаграмма скоростей у входной части лопатки ра-
бочего колеса. Жидкость подходит к входной части лопатки рабочего колеса
со скоростью С]. Частицы жидкости подхватываются лопаткой рабочего колеса
с окружной скоростью и1. Жидкость проходит вдоль начала лопатки с относи-
тельной скоростью Направление относительной скорости wT определяет
угол входа лопатки и угол атаки а' (см. ниже).
Как показано на рис. 24, жидкость подходит к входной части лопатки
рабочего колеса без закручивания и q = сГ1, cU1 = 0.
42
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
'Рис. 24. Диаграмма скоро-
стей на входе колеса без
закручивания потока.
скоростью закручивания
колеса.
Когда столб жидкости во всасывающей трубе
и камере насоса приближается к вращающем} ся
рабочему колесу, то благодаря вязкости жид-
кости вращение рабочего колеса передает столб}
жидкости вращение, которое в свою очередь
передается во всасывающей трубе на некоторое
расстояние от рабочего колеса, и жидкость
начинает вращаться со скоростью cU1. Это яв-
ление называется закручиванием, а скорость cU1
скоростью закручивания.
Угол атаки
На диаграмме скоростей на входе (рис. 25 и
26) жидкость подходит к лопатке рабочего колеса
cU1, направленной в сторону вращения рабочего
Если угол /7/ между относительной скоростью потока и окружной ско-
ростью отличается от угла лопатки то разность между углами назы-
вается углом атаки.
Угол атаки
Рис. 25. Диаграмма скоростей
на входе с закручиванием
потока.
Рис. 26. Диаграмма скоростей
на входе колеса.
Для насосов с быстроходностью ng = 60 4- 300 желательно, чтооы угол
потока между относительной скоростью wv и окружной скоростью щ был
несколько больше (1—8°) угла лопатки т. е. чтобы угол атаки а' был
положительным ы е ». •. u Ц т У
Поток жидкости, подходя к лопатке с небольшим положительным зна-
чением угла атаки, создает лучшие условия входа и заполнения канала рабо-
чего колеса для низких и средних значений ng. Угол потока fix для оптималь-
ного режима определяется по форм} ле
fii — arctg —р- = arctg
сп
и1 —cui
(23)
Относительно режимов, отличающихся от оптимального, пока не имеется
достаточных данных для точного определения средней скорости закручива-
ния потока у входа cU1 или проекции относительной скорости wui. Однако можно
предположить, что средняя скорость закручивания потока у входа cU1, а сле-
довательно, и wU1, вычисленные по формулам (43) и (44), мало отличаются для
различных режимов работы насоса.
ДИАГРАММА СПОРОСТЕЙ У ВЫХОДА
43
как для передачи энергии потоку да-
Рис. 27. Картина потока в колесе при
отрицательном угле атаки (а) и положи-
тельном угле атаки (б).
Согласно различные исследованиям 1 при отрицательном угле атаки
о' < 0 отрыв потока образуется со стороны задней стенки лопатки (фиг. 27, а).
При положительном угле атаки а' > 0 небольшая зона завихрения об-
разуется со стороны передней стенки лопатки, а со стороны задней стенки
лопатки — на небольшом конечном участке профиля лопатки (фиг 27, б).
Следует отметить, что во всех случаях образуется пониженное давление
со стороны задней стенки лопатки, так
вление па переднюю стенку лопатки
должно быть больше, чем на зад-
нюю. .
Таким образом, угол атаки влия- '
ет на режим потока вдоль межло-
паточного пространства колеса и,
следовательно, на угол потока на
выходе.
Из формулы (23), сохраняя
wui = const, имеем, что при умень-
шении производительности угол атаки
о' становится отрицательным, а
при больших расходах положительная
При небольшом положительном угле атаки улучшается всасывающая
способность колеса, так как в этом случае уменьшается зона завихрения
на задней стенке лопатки.
величина угла атаки увеличивается.
Подвод жидкости к колесу
Всасывающий подвод насоса выполняется в большинстве случаев в виде
осевого конического подвода или спирального подвода. Последний применяется
Рис. 28. Спиральный подвод
с плавным переходом (а) и
спиральный подвод с острыми
углами (б).
только с целью уменьшения габаритов насоса в
осевом направлении.
Правильно сконструированный спиральный
подвод для насосов низкой и средней удельной
быстроходности имеет к. п. д., почти одинако-
вый с к. п. д. осевого конического подвода.
Для насосов высокой удельной быстроход-
ности к. п. д. насоса со спиральным подводом
ниже к. п. д. насоса с осевым подводом.
При наличии спирального подвода послед-
ний должен сообщаться с входным отверстием
колеса посредством плавного, хорошо скруглен-
ного конуса, причем острых углов и крутых
переходов следует избегать.
На фиг. 28, а показан плавный переход из
всас ывающей камеры во всасывающее отверстие
колеса, на фиг. 28, б показаны нежелательные острые углы в местах пе-
рехода.
Диаграмма скоростей у выхода
На рпс. 29 показана диаграмма скоростей у выхода из рабочего колеса
с лопатками, загнутыми назад.
1 К. Фишер и Д. Тома. Transactions ASME, 54, No 22, ноябрь 1932.
1А
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Рис. 29. Диаграмма скоростей
на выходе из колеса.
Относительная скорость w2 тангенциальна к лопатке рабочего колеса
у выхода. Абсолютная скорость с2 является результатом сложения скоростей.
и2 и w2. Скорости cU2 и wU2 являются соответ-
ственно проекциями абсолютной скорости съ
и относительной скорости w2 на окружную
скорость и2.
Высота скоростных диаграмм на входе
и выходе определяется соответственно ско-
ростями сГ1 и сГ2, которые зависят от произ-
водительности насоса и от величины пло-
щади сечения канала рабочего колеса, черва
который проходит данный расход.
Определение размеров рабочего колеса
При конструировании рабочего колеса насоса следует прежде всего опре-
делить число оборотов в минуту п и удельную быстроходность насоса п&.
Чем больше ng, тем быстроходнее насос и тем меньше габариты насоса-
Однако величина ng при заданных Q и Н ограничивается допустимой высо-
той всасывания. Кроме того, величина ng ограничивается числом оборотов
электродвигателя, который служит приводом для насоса. Насосы для нефте-
перерабатывающей промышленности в основном работают при п = 2950 об/мин
ввиду сравнительно высоких напоров и вследствие того, что приводом для них
могут служить одновременно электродвигатель и паровая турбина.
При выборе напора Н на одно колесо величина ng должна быть не менее 60.
Для насосов небольшой производительности (Q < 15 л!сек) можно при-
нять ng = 50. При ng < 50 значительно уменьшаются к. п. д. и всасываю-
щая способность насоса.
Выбрав ng для заданного числа оборотов п и расхода Q, определяем Н на
одно колесо по формуле
Н =
(24)
Разделив требуемый полный напор на напор, создаваемый одним колесом,
получаем необходимое число ступеней насоса. После этого определяем расчет-
ный расход Q', принимая во внимание щелевую утечку или объемный
к. п. д. ??0.
Выбрав по графику рис. 7 величину для заданного ng, определяем
расчетный расход
(25)
и затем переходим к определению размеров рабочего колеса.
Как указано выше, окружная скорость колеса определяется по формуле
и2 = KV2 У2^Н,
(26)
где и2 = -г^0П- , а KU2 — коэффициент.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
45
Подставляя значение н2 в уравнение (26), получаем
п2 = ^ = ^2К^Я (27)
н, решая относительно D2, получаем
<28)
Соответственно любой линейный размер рабочего колоса насоса можно
feg т.~ т/ч TZH
□ыразить отношением = л; -р- = Л ; — = д и т. д.
Подставляя в каждом случае вместо D2 его значение из формулы (28),
, iz VH , ] Н ,, v ^71
имеем i2 = Kb2-^-; b1 = Kbl —; De=.KDe— и т. д.
Коэффициенты АЬа, Kbv KD и т. д. являются практически величи-
аами постоя иными для каждой данной удельной быстроходности и могут быть
представлены в виде кривых в зависимости от удельной быстроходности на
•coca (см. рис. 22). Эти коэффициенты устанавливают рациональные формы
колес и лопаток для различной удельной быстроходности.
Чтобы получить высокий к. п. д., кроме выбора рациональных форм
колеса, необходимо также обеспечить гладкость стенок каналов, придать
каналам форму с малым углом конусности, утонить или заострить лопатки
у конца выхода и входа; у входа кромку лопатки следует выполнять с неболь-
шим закруглением.
Кроме того, необходимо предусмотреть минимальные потери на утечки
в зазорах, так как большие утечки, особенно для насосов низкой удельной
быстроходности, могут значительно снизить к. п. д. насоса.
Конструкция всасывающего подвода и нагнетательной улитки должна
соответствовать данному типу колеса (см. главы VI и VII).
Пользуясь выведенными отношениями для определения размеров рабо-
чего колеса и коэффициентами графика рис. 22, определяем внешний диаметр
рабочего колеса D2, который должен иметь размер
^2 = ^П У~
Z п
(29)
Коэффициент находим для заданного ns по кривой коэффициентов
рис. 22. Коэффициент Кв изменяется с удельной быстроходностью, и зна-
чения его лежат в пределах KD^ = 84—168. Меньшее значение для ns = 60,
большее для ns = 580.
Таким образом, с увеличением ng диаметр рабочего колеса на единицу
напора неуклонно возрастает. Следует отмстить, что коэффициент дол-
жен быть несколько увеличен прп увеличении диаметра втулки колеса про-
тив полученного диаметра втулки при применении коэффициентов согласно
график} рис. 22.
Определяем окружную скорость и2:
(30)
46
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Для определения диаметра входного отверстия рабочего колеса D е и диа-
метра втулки колеса DBT находим по кривой рис. 22 величину коэффициен-
тов KD и К и определяем
в в экв
D-=x->.^h <3‘>
г) _____is \Г Н .
^еЭКВ---п ’
дни ие экв п
Г) — 1 Л 2________ Л2
^вт — 9 -^еэкв*
(32}
(33>
Коэффициент КD для ng = 60 — 90 для рабочих колес, выполненных
с радиальными лопат ками, изменяется в пределах 27,6 — 39,8. При увеличе-
нии п& для лопаток двоякой кривизны величина коэффициента К изме-
няется в пределах 41—.156 при изменении в пределах 90—580.
Д [Я насосов низкой удельно!! быстроходности лопатки рабочего колеса
должны быть длинными и узкими. Изготовление длинных узких лопаток пред
ставляст большие технологические трудности, а их применение сопровождается
увеличением гидравлических потерь в колесе насоса. Поэтому иногда вели-
чину расхода Q для низких ng контролируют по уменьшению (ечения площади
входного отверстия п, следовательно, уменьшают коэффициент KD
Коэффициент К определяет эффективный диаметр входного отвер-
экв
стия рабочего колеса
D — 1/ iAe экв
экв — V п-------->
где А» экв — эффективная площадь сечения входного отверстия.
Для многоступенчатых насосов диаметр втулки рабочего колеса достигает
значительных размеров, так как величина DBT определяется из условий ма-
ксимально допустимого прогиба вала насоса, который равен 0,25—0,30 мм.
При заданном диаметре входного отверстия рабочего колеса D,. или коэф-
фициенте KD всякое увеличение диаметра втулки рабочего колеса £*вт умень-
шает величину коэффициента KD , а следовательно, и эффективный диаметр
входного отверстия рабочего колеса против нормальных значений, данных
на рис. 22.
Согласно опытным данным уменьшение значений коэффициента KD
против значений, приведенных на рис. 22, ухудшает всасывающую способ-
ность насоса. Даже при сохранении величины КD увеличение Лвт умень-
шает напор п к. п. д. насоса (рис. 30).
При увеличении диаметра втулки рабочего колеса многоступенчатого на-
соса при данном значении К увеличивается диаметр входного отверстия
ие экв
колеса De, который определяется по формуле
De^yDl[ + KaD ? (34)
' ЭКВ Ч
Уменьшение DBT против значений, полученных из уравнения (33), при
значениях Кг п /б_ по кривым рис. 22 не влияет па характеристики
пе экв
насоса, так как в этом случае малый £>вт и низкие окружные скорости втулки
не могут оказать влияния на производительность, напор и к. п. д. насоса-
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
47
Скорость во всасывающем отверстии определяется по формуле
О'
(35)
Рис. 30. Зависимость величины на-
пора от диаметра втулки колеса
удельной быстроходности ng= 60.
ns не следует относить входную
Се = „
— (D 2—D2 )
4 \л^е вт'
При входе в рабочее колесо вследствие поворота струи жидкости из акси-
ального направления со скоростью се в радиальное вдоль поворота потока
образуется зона весьма искривленных линий потока. Для улучшения условий
входа, казалось бы, следовало отнести
входную кромку на некоторое расстояние
от оси рабочего колеса в зону, где линии
токов выравниваются и входная кромка
лопатки могла бы быть выполнена парал-
лельно оси рабочего колеса. Однако такая
входная кромка рабочего колеса имеет
следующие недостатки:
1) для данного диаметра входа De и
числа оборотов п напор Н и всасывающая
способность колеса уменьшаются с отдале-
нием входной кромки от оси колеса;
2) при сравнительно высоких значениях
кромку лопатки от оси колеса, так как лопатка в этом случае укорачивается
и нарушаются благоприятные пропорции рабочего колеса.
Для значений ng < 90 отношение достаточно велико и снижение на-
пора вследствие увеличения диаметра Dx мало ощутительно. Поэтому в этих
случаях входная кромка лопатки насосов
ns < 90 может быть выполнена в виде линии,
параллельной или немного наклонной к от и
рабочего колеса.
Большое количество насосов для нефтя-
ной промышленности является насосами малой
производительности и относится к области
ng<90. Лопатки колес этих насосов выполняются
радиальными.
Для насосов ng > 90 входная кромка ло-
патки колеса выполняется двоякой кривизны и
приближается к оси рабочего колеса. Форма
кривизны лопатки выполняется таким образом,
чтобы обе стороны лопатки образовали угол
в 90° с дисками колеса.
Пространственное выполнение лопатки для
ng > 90 даст возможность обеспечить прибли
зителыю одинаковую длину линии токов и
рациональную форму межлопаточных каналов
колеса. На рис. 31 мы имеем для лопатки двоякой кривизны линию тока
С’С s Е'Е и для радиальной лопатки С С > Е’Л.
Кривые рис. 22 построены для лопаток двоякой кривизны для c?g > 90
и для колес с радиальными лопатками для л,, -с 90.
Для входных кромок рабочих колес, выполненных параллельно «си
рабочего колеса, отношение ~ 1; для лопаток двоякой кривизны
— < 1
48
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Средний диаметр входной кромки для лопаток двоякой кривизны
измеряется по центру тяжести кромки.
Входная кромка лопатки начинается на диаметре ,Dt = De и кончается
у втулки колеса на диаметре D^', который имеет меньшую величину,
чем £>/:
Р/ = КD
1 £>1 п
(36)
где KDi. определяется по кривой рис. 22.
Средний диаметр входа лопатки определяется с
достаточной точностью по уравнению
Рис. 32. Сужение
сечения лопатками на
входе колеса.
(37)
Ширина входной кромки рабочего колеса Ьг опре-
деляется посредством уравнения
(38)
х ‘Л П
Коэффициент КЬ1 (рис. 22) увеличивается с увели-
чением ns, так как при заданных Н ип с увеличением
увеличивается производительность и, следовательно, ширина лонатки bt.
Меридиональная скорость сГ1 определяется по формуле
с Q'
nDT 1
Коэффициент сужения сечения лопатками у входа
(рис. 32) можно принять равным 0,88—0,92.
В этом случае толщина лопатки по окружности
=/х — (0,88 4-0,92)/х,
t _ лВг
к — z ’
(39)
в рабочее колесо
(40)
(41)
где z — число лопаток.
Окружная скорость иг находится по формуле
nD,n
= ““60~ •
(42)
Следующим этапом расчета является определение проекции средней
относительной скорости w1 на окружную скорость vt и проекции средней
абсолютной скорости сх на окружную скорость иг.
Проекция относительной скорости на окружную скорость на входе
•в колесо
Q'
A 'z
WU1
(43)
где ^4wui равно площади ccdd (рис. 33), полученной прп пересечении колеса
плоскостью ОА, проходящей через центр О в начале лопатки перпенди-
кулярно к плоскости чертежа.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
49
Эквивалентный диаметр DWui определяется по формуле
где
Коэффициент KDw определяется по кривой рис. 22. Далее определяем
проекцию абсолютной скорости на окружную скорость на входе в колесо:
Относительная скорость потока на входе в колесо
+ сГ1.
(46)
Прежде чем перейти к расчету скоростей на выходе из колеса, нахо-
дим величину площади AWu^ = ааЪЬ (см. рис. 33). Площадь AWl^ полу-
чается при пересечении колеса плоскостью ОБ, проходящей через центр О,
с концом тыльной стороны лопатки перпендикулярно плоскости чертежа.
Определяем эквивалентным диаметр Dw :
D
wu2
= KD
Dwu2
n
(47)
где Dw
«2
KD
°wua
определяется по кривой рис. 22.
4 Заказ 234.
50
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Проекция относительной скорости на окружную скорость на выходе
из колеса
Q’
Aw z
WU2
(48)
Проекция абсолютной скорости на окружною скорость на выходе иа
колеса
CU2 - ^2 WUa-
(49)
Анализируя изменение коэффициентов KDw и Kdw , видим, что KDw
и Kdw практически мало отличаются друг от друга при разной удельной
быстроходности, кроме крайних пределов ns.
Следовательно, проекции относительных скоростей у входа и выхода wU1
и w?U2 близки по величине друг к другу. Это имеет большое значение при
анализе гидравлических характеристик рабочих колес.
Чем больше коэффициенты A'n.,, и KD или площади Aw и
wui wua ui ua
отличаются друг от друга (притом, если AWu^ > ATOui), тем больше увеличи-
ваются гидравлические потери в рабочем колесе насоса с соответствующим
уменьшением гидравлического к. п. д. насоса.
В действительности мы имеем наиболее высокие значения гидравли-
ческого к. п. д. т]т для ns в пределах 80—300, а именно, т?г = 92 4- 96°/0,
в то время как для ns = 50 т?г = 84%, а для ns = 600 = 87%.
При AWu^ > AWuj каналы рабочего колеса расширяются. Известно, что
в лучшем случае в расширяющихся трубах с конусом 8—10° преобразование
скоростного напора в давление происходит с к. п. д., равным 85%.
В искривленных каналах рабочего колеса получаются дополнительные
потери преобразования.
Таким образом, гидравлический к. п. д. уменьшается для рабочих колес
с очень низкими и очень высокими значениями ng, так как для этих значе-
ний ns мы имеем замедленное движение жидкости в рабочем колесе.
После указанных расчетов необходимо выбрать число лопаток колеса.
Число л ипаток рабочего колеса г зависит от величины удельной быстроход-
ности насоса п„ и может быть взято из следующих цифр,
о
ns 50—60 60—180 180—350 350—580
Z 9 или 5—6 корот- ких и 5—6 длин- ных 8 6 5
При уменьшении ns увеличивается расстояние между передней и задней
стенками лопатки рабочего колеса и увеличивается разница давлений и ско-
ростей у передней и задней стенок лопатки. В связи с этим режим работы-
колеса отличается от предполагаемого режима работы при бесконечно большом
числе лопаток. Поэтому при уменьшении ns необходимо увеличить число
лопаток. Однако увеличение числа лопаток лимитируется сравнительно малых
диаметром входа De.
Установкой большого числа лопаток (больше восьми) для колес низкой
удельной быстроходности перекрывают каналы у входа и значительно умень-
шают эффективную величину площади сечения входного отверстия рабочего
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
51
колеса, поэтому для < 60 иногда устанавливают короткие и длинные ло-
патки (пять-шесть коротких и пять-шесть длинных).
Увеличение числа лопаток у выхода колеса улучшает распределение
скоростей в самой широкой части профиля лопатки. Короткие лопатки вы-
полняются длиной (V2 4- 3/4) D2 и 'таким образом они не перекрывают вход
в рабочее колесо (см. рис. 122).
Для ns > 80 увеличение числа лопаток ухудшает гидравлические по-
казатели, увеличивая потери на трение в колесе.
Ширина лопатки у выхода определяется по формуле
Ь2 — Кь2 h
(50)
Коэффициент КЬз увеличивается с удельной быстроходностью насоса,
так же как и коэффициент КЬ1, вследствие того что для данного напора Н
и числа оборотов п увеличение ng связано с увеличением производительности
Q, а следовательно, и ширины лопатки Ь2.
Меридиональная скорость у выхода
(51)
где -2- °2—коэффициент сужения сечения лопатками у выхода рабочего
колеса.
Можно принять отношение --2у-2 =0,92 4-0,95.
По формуле (20) величина проекции абсолютной скорости на выходе
из колеса на окружную скорость при конечном числе лопаток сиз = К Cu^cUar
Коэффициент Кс^ определяется по графику рис. 22.
После того как расчетом получены значения и2 и сиз для заданны < Q и Н,
определяем гидравлический к. и. д. по формуле (21).
Значенпе гидравлического к. п. д. должно находиться в пределах, указан-
ных на рис. 7. Далее вычисляем значения скоростей на выходе.
Относительная скорость па выходе из колеса при бесконечно большом
числе лопаток
w2 = К ™и2 + Сг2. (52)
Относительная скорость на выходе из колеса при конечном числе ло-
паток
= К < + 4 , (52а)
где проекция относительной скорости на выходе из колеса на окружную
при конечном числе лопаток
~ с2 сиз. (526)
Абсолютная скорость на выходе из колеса нрп бесконечно большом числе
лопаток
с2 = К4 + 4 . (53)
Абсолютная скорость на выходе из колеса при конечном числе лопаток
сз = К4 + сГз. (53а)
4*
52
ГИДР АВЛИЧЕСКИП РАСЧЕТ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
Г
После того как найдены основные размеры колеса и значения скоростей,
определяем угол охвата лопатки, характеризующий степень кривизны по-
следней.
Угол охвата профиля лопатки зависит от удельной быстроходности и
может быть выражен следующим соотношением:
= (54?
Коэффициенты и определяются по кривой рис. 22.
Очевидно, что коэффициент К9 увеличивается с увеличением удельной
быстроходности насоса вследствие того, что профиль лопатки загибается
назад в большей степени для высоких значешг удельной быстроходности.
Для лопаток двоякой кривизны, а также для радиальных лопаток, вы-
полненных с наклонными кромками у входа, коэффициент соответствует
углу охвата Внешней линии тока, а — углу охвата внутренней линии тока
(рис. 45).
Углы лопаток, соответствующие углам охвата <р' и <р", вычисленным со-
гласно данным рис. 22, находятся для нормальных конструкций в пределах
35 —12°. Меньшие значения углов соотвеп твуют колесам высокой удельной
быстроходности, а большие значения — колесам низкой удельной быстроход-
ности, причем </й ~ fiz для ng = 90- -300.
Возникает вопрос, каковы должны быть значения угла /й для внутренней
и внешней линий токов у входа лопаток двоякой кривизны.
Очевидно, что сохранение угла /й постоянным вдоль входной кромки ко-
леса создаст большую разницу в углах атаки для различных точек на вход-
ной кромке лопатки, а следовательно, различные распределения скоростей
и разность давлений в зоне входа в колесо.
Если принять отношение скорости закручивания на входе к окружной
скорости на входе постоянным, то на меньшем диаметре скорость закручива-
ния будет пропорционально меньше.
Если cU1 — средняя скорость закручивания, а иг — окружная скорость
на среднем диаметре входа лопаток и если = const, то
при сГ1 = const угол потока для каждой линии тока будет следующий:
А “ “ '"с1«
A' = arctg С|1 , = arctg -, " ;
“1 — CU! CU^K~ 4)
0i" = arctg Cri . - = arctg , ,
“i —cui cuAK~ !)
где cU1 > cU1 > cui, и, следовательно, < /V > < ft > < /3/.
Поэтому для сохранения постоянства угла атаки необходимо, чтобы
угол лопатки для внутренней линии тока < был больше угла лопатки
для внешней линии тока < Рг'.
Кроме того, входные углы /й' и /?/' получаются такими, что прямые, обра-
зующие этп углы, пересекаются па вертикальной оси в точке, являющейся
теоретической зоной безударного входа.
На рис. 34 показана диаграмма скоростей у входа для колес с лопатка-
ми двоякой кривизны при ng х 100, ng х 220 и ns х 570-
Для колес с радиальными лопатками угол сохраняется постоянным
для внешней и внутренней линий тока.
ПОСТРОЕНИЕ РАБОЧЕГО НОЛЕСА С РАДИАЛЬНЫМИ ЛОПАТКАМИ
53
Рис. 34. Диаграмма скоростей у входа и углы входа.
1 — ng 100; 2 — ng^ 220; 3 — nS~ 570.
Построение рабочего колеса с радиальными лопатками
Чтобы построить меридиональную проекцию лопатки рабочего колеса,
откладываем значения De, D2, DBr, Dv b2 и L (рис. 35), причем L прини-
маем для колес разной удельной быстроходности приблизительно рав-
ным .
Из точки 1г (рис. 35) откладываем ширину входной кромки лопатки
= 11С'. Проводим плавные дуги аст и а'с'п.
Откладываем площади и AWui соответственно от кромок аа и с'с
(рис. 36). Площадь AWu%= aab’b' и площадь AWu^ = dde'e .
Для построения профиля лопатки в плане проводим радиусы ОГ и 01Г,
54
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
образующие между собой угол <р и проходящие соответственно через на-
чало и конец лопатки колеса, вычерченной в плане (рис. 37).
Радиусы 01 и ОН также являются следами пересечения плоскостей,
проходящих через центр О, перпендикулярно плоскости чертежа. Отложив
s2 = аЬ' на радиусе 01 и = de' на радиусе ОН, откладываем толщины
лопатки аа и сс', равные соответственно <т2 и а, проводим плавные дуги
через найденные построением три точки adc и а'Ъ'с’, которые дадут изобра-
жение профиля лопатки в первом приближении.
Проводим промежуточные плоскости сечения ОМ и ON. Точки пересече-
ния промежуточных плоскостей с лопатками переносим на меридиональную
Рис. 37. Построение радиальных лопаток в плане.
проекцию, после чего проверяем промежуточные значения площадей AWu,
которые должны дать плавное изменение скоростей wi—wz вдоль лопатки.
При отсутствии плавности изменения скоростей промежуточные точки, по-
лученные пересечением плоскостей ОМ, ON, передвигают по радиусу, пока
не будет достигнута требуемая плавность изменения скоростей.
Дуги а'с'п и аст могут быть образованы дугами нескольких радиусов
(рис. 35).
Для получения плавного изменения относительных скоростей можно
также корректировать контур лопатки в меридиональной проекции. Толщина
лопатки, сконструированной этим методом, является обыкновенно перемен-
ной величиной вдоль длины лопатки.
Определение характеристик для проектируемого колеса
В гидравлическом расчете определяют размеры рабочих органов насоса
для оптимального значения к. п. д. при нормальных расходе и напоре. Длч
оценки работы насоса необходимо построить полную характеристику насоса,
показывающую изменения производительности Q от нуля до 1,20 (?Норм-
Пользуясь графиками рис. 8, 9 и 10, следует выбрать форму кривы\
Q—Н, Q—N и Q—г] для данной удельной быстроходности, принимая И,
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО НОЛЕСА С РАДИАЛЬНЫМИ ЛОПАТКАМИ 55
N и 7) при ^норм за 100%. Точки Н, N и т) для парциальных расходов пере-
считывают согласно значениям, найденным по кривым рис. 8, 9 и 10; плавные
кривые проводят через найденные точки.
Примерный расчет рабочего колеса с радиальным* лопатками
Проведем расчет для Q = 182 м3/час = 50,5 л]сек при t = 15° иу =
= 0,86; Н = 96 м ст. жидкости, п = 2950 об]мин\ рабочая температура
200°; вязкость нефтепродукта при т200 = 0,01 см2!сек. Жидкость находится
в равновесии с давлением паров, т. е. На = 0-
При t = 200° (согласно рис. 121) у = 0,73, и тогда производительность
насоса
Q = . 50,5 = 59,5 л/сек.
Примем Q = 60 л/сек.
Выбираем конструкцию одноступенчатого насоса с рабочим колесом
двойного всасывания. По формуле (1) удельная быстроходность насоса
3,65 х 2950
ns =
96s/‘
= 61,0.
Необходимый подпор по формуле (13), принимая СКр = 700;
*/з
^аобо
700
НБ = ~
10 — —6,5 м ст. жидкости.
Для рассчитываемого колеса имеем
V ~H _ 1
п ~ 301 ’
Внешний диаметр рабочего колеса по формуле (28) при = 84 (согласно
рис 22)
£>2 = 84-^ = 0,280 м.
Окружная скорость рабочего колеса по формуле (27)
п -0,280 -2950 .
и2 = —----эд-----= 43,1 м/сек.
Эквивалентный диаметр входа в колесо при KD = 24
муле (32)
по
фор-
1
Dg экв =~' 24 = 0,080 М, De экв 80 мм.
Диаметр входа в колесо при KDe = 27,6 по формуле (31)
De — 27,6 = 0,092 м, или De = 92 мм.
Диаметр втулки рабочего колеса по формуле (33)
_ОВТ = /0.0922—0.0802 = 0,0455 м.
Принимаем Рв? = 46 мм.
56
гидравлический расчет рабочего колеса
Скорость входа в колесо
С = - V -
Ug с—: — 2 -
^евкв
' е вт' z
Берем объемный к. п. д. насоса % — 0,97; тогда расчетная производи-
тельность Q'
<2 =-адГ = 31 л/сек
и скорость во всасывающем отверстии колеса
0,031 -4 „ „ ,
с« ~ 0.0802 п ~ 6,2 м1сек‘
Ширина входной кромки лопатки при КЬ1 = 6,20 по формуле (38)
Ьг = 6,20 -Лт- = 0,0206 м, или Ьг = 21 мм.
oUl
Диаметр входа лопаток D3 = De = 92 мм.
Меридиональная скорость входа, принимая коэффициент сужения
на входе лопатки fl~gl = 0,88,
‘1
_ Q' U.031 _ г о
С° nDjbi 0,88 — л • (' 092 0,021 0,88 ~ 0,6 М,Се?'
Принимаем L = = 46 мм.
Толщина лопатки по окружности на входе при числе лопаток z = 8
согласно данным на стр. 50.
л - 0,092 0,12**” „ ,,
— —----g----= 0,0044 м, или — 4,4 мм.
Площадь определяется по эквивалентному диаметру DWui
D = KD
wUj uwU1 П
где KDw = 18,8 (по графику рис. 22).
Тогда
DWii = 18,8 -5^- = 0,0625 м
301
и
zAWui = -J- 0,06252 = 0,00306 Л12.
При числе лопаток z = 8 получаем
^wui ~ 0,000380 м2, шш AWui = 3,80 см2.
Проекция относительной скорости потока на окружную скорость на входе
колеса
Q' 0,031 о
= Та— = 0Ю0306 = 10’2 м‘сек-
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА С РАДИАЛЬНЫМИ ЛОПАТКАМИ 57
Окружная скорость на входе
“60“
«1
п - 0,092 2950 с,
--------—-------= 14,2 м сек.
00
Проекция абсолютной скорости потока на окружную скорость на входе
колеса
cui = 14,2 — 10,2 — 4,0 м/сек.
Относительная скорость потока на входе колеса
w1 = yr w*ui + 10,22 + 5,82 = 11,7 м/сек.
Абсолютная скорость потока на входе колеса
Ci = ch + с‘ L = У4,0й + 5,82 = 7,2 м/сек.
10,2 = 0,57 и = 29°40'-
Угол потока
п , сг, 5,8
= —
U1
Ширина лопатки колеса на выходе
ь _ к VH
где Кь^ = 2,41 (согласно рис. 22); подставляя, имеем
ф
Ъ2 —- 2,41 = 0,008 м, или Ь2 = 8 мм.
Меридиональная скорость потока на выходе, принимая -*а—— = 0,92»
‘2
0,031 _ЛО ____________
Сг2 “ п 0,280 • 0,008 • 0,92 ,И/СеВ
и толщина лопатки по внешней окружности
п • 0,280 • 0,08 n nnQC
<т2 =-----о-----= 0,0088 м.
о
Площадь AWu^ определяется по эквивалентному диаметру &Wua [по фор-
муле (47)]:
Z>Ujia = 22,5 = 0,075 м; •
>,_ _<и—
тогда zAWui = 0,0752 = 0,00440 л«2; при числе лопаток z = 8 получим
= 0,000550 м2.
Проекция относительной скорости на окружную скорость на выходе
из колеса по формуле (48)
0,031 - ,
Wui 0,00440 — 7 м!сек-
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость на выходе из ко-
леса
cU2 = — wu2 = 43,1—7 = 36,1 м/сек.
58
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Относительная скорость потока на выходе из колеса
w2 = l/~ Wut + cra = |/ 72 -f- 4,82 — 8,50 м/сек.
Абсолютная скорость потока на выходе из колеса
с2 = Сц2 + с?2 = И36,12 + 4,82 = 36,6 м/сек.
Угол потока /?2 Для бесконечно большого числа лопаток
Ч^а = -5; = 4б- = 0’68: & = 34°12'.
Литейный угол лопатки по чертежу /?а = 30°-
Проекция абсолютной скорости на окружную скорость на выходе из ко-
леса для конечного числа лопаток при = 0,665 по формуле (20)
сиз = 0,665 36,1 = 24,0 м;сек.
Угол потока /?3 для конечного числа лопаток
tg&-> = = 0.251; ft. 1W.
Гидравлический к. п. д. рассчитывается по формуле (21):
Относительная скорость потока на выходе из колеса при конечном числе
лопаток
гг3 = wUz -f- с“2 = ]Л19,12 + 4,82 = 19,6 м/сек.
Абсолютная скорость потока на выходе из колеса при конечном числе
лопаток
с3 = Cu3 -J- Сга = У24,02 + 4,82 = 24,4 м/cat-
Угол охвата при К9 = 0,47 (рис. 22)
<p = KvKbzKDz, <р = 0,47 -2,41 84 — 95°.
Определив все необходимые размеры, вычерчиваем лопатки рабочего
колеса согласно методике настоящей книги. На рис. 35, 36 и 37 показано
построение рассчитанного выше колеса-
Определяем по чертежу угол лопаткп ца входе
рх = 22°30'.
Тогда угол атаки получаем согласно уравнению (22)
а' = 29°40' — 22°30' = 7°10',
*
Рабочие колеса с лопатками двоякой кривизны
С увеличением удельной быстроходности диски рабочего колеса изменяют
форму плоского диска (рис. 38, а) с небольшим радиусом закругления при
входе па форму тела вращения, образуемого дугой, вычерченной несколькими
РАБОЧИЕ НОЛЕСА С ЛОПАТКАМИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
59
радиусами (рис. 38, б и в). Поэтому для удельной быстроходности ng 60
радиальная лопатка образует с обоими дисками рабочего колеса на всем протя-
жении АСВ и AiCiBi угол в 90° (рис. 38, а).
Для рабочих колес ns > 90 на участке АСВ и AiCiBi угол между ло-
паткой и дисками будет уменьшаться и все больше отклоняться от 90°
(рис. 38, б и в) по мере приближения к началу лопатки у входа. Таким обра-
зом, получаются острые углы между лопаткой и дисками колес, эти углы
становятся более острымп по мере приближения к входному отверстию рабо-
чего колеса, а каналы приобре-
тают невыгодные гидравлические
формы, не обеспечивающие плав-
ности изменения площади и кон-
тура каналов и симметричности
сечений.
Вследствие этих недостатков
лопатку устанавливают по отно-
шению к обоим дискам, чтобы
Рис. 38. Форма колес различной удельной
быстроходности.
на всем протяжении в точках
соприкосновения АСВ и А^^В^
получался угол приблизительно в
90\ Для соблюдения этого усло-
вия невозможно придать лопатке радиальную форму, так как для плавного
соединения точек соприкасания лопатки и дисков линии АА1г ССг и не
могут быть прямыми (как для радиальных лопаток), а должны иметь форму
зис. 39. Линии тока
лопатки двоякой кри-
визны.
дуги, меняющейся на всем протяжении лопатки.
Вследствие этого лопатка будет обладать двоякой кри-
в изной.
При ns < 90 радиус закругления у входа в рабо-
чее колесо мал, искажение угла лопатки в этом месте
незначительно и лопатка двоякой кривизны не тре-
буется. Удельная быстроходность ns = 80 4- 90 яв-
ляется предельной для применения радиальных лопа-
ток. С увеличением ns показатели рабочих колес с
лопатками двоякой кривизны улучшаются в сравнении
с радиальными лопатками.
Для ns < 80 применение лопаток двоякой кри-
визны лишено смысла и может только ухудшить харак-
теристики, так как при сравнительно узких лопатках
формовка лопаток двоякой кривизны гораздо сложнее
и труднее, чем для радиальных лопаток.
Рабочие колеса с лопатками двоякой кривизны проектируют следующим
образом. Лопатку колеса рассматривают как совокупность элементарных
струек (рис. 39) и соответственно делят ее на п струек таким образом,
О"
йтобы через каждую струйку проходил расход, равный л!сек, где Q" —
производительность всей лопатки. Очевидно, что производительность колеса
•при числе лопаток, равном z, будет
~ Q = Q"z- (55)
Чтобы через каждую струйку проходило равное количество жидкости
<0"
— , необходимо соблюсти условия
2nraba = 2лтб5б = 2лгвЬв (56)
или
Га^а — ^б^б — СВЬВ,
(57)
60
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
где га, гб, гв . . . — расстояние от центра тяжести ширины b струйки до оси
рабочего колеса, причем центр тяжести проходит через середину отрезка;
6а, ^б> Ъв, Ьв, Ь6, Ъв . . . — ширина соответствующих струек.
Следует отметить, что полученные линии токов в меридиональной про-
екции не являются действительными линиями токов, так как они получаются
путем поворота каждой точки поверхности лопатки вокруг горизонтальной
оси колеса до тех пор, пока точка не встретится с меридиональной плоскостью
(плоскостью чертежа). Этот способ цилиндрических проекций менее искажает
форму лопаток двоякой кривизны, чем действительное изображение лопатки
в плане при помощи ортогональной проекции.
Чтобы найти истинную развертку, разделим липпи токов на равные
элементы длиной Ду (рис. 39 и 40).
Рис. 40. Линии тока ло-
патки двоякой кривизны.
Рис. 41. Изображение линии тока в
пространстве для лопатки двоякой
кривизны.
Рассматриваем каждый элемент Ду лежащим на соответствующем конусе
с вершиной О(1_2), 0(2—з)и т. д. Если элемент Ду будет направлен параллельно
горизонтальной оси колеса, то он будет лежать на поверхности цилиндра.
Если развернуть поверхность каждого конуса или цилиндра, то можно
найти действительное положение па поверхности липпи тока лопатки двоякой
кривизны.
Скоростная диаграмма с изображением линии тока в пространстве для
одного из элементов показана на рис. 41.
Чтобы развернуть поверхность конуса, проводим дугу окружности радиу-
сом 0(1-2) Д = 0(1-2) 1 (Рис- 42 11 40). На радиусе O(i_2) Л от точки Д
откладываем длину элемента Ду и получаем точку 2, через которую прово-
дим дугу радиусом Оц— 2) 2. На расстоянии —между точками 1г и 2 про-
водим из точки т1 дугу окру жностн радиусом O(i—2>т1 и откладываем на ней
отрезок равный Zl?/<tg/5'. Проводим через точку O(i—2) и т1 прямую
0(1—2) 1-
Пересечение радиуса Оц—г) 1 с дугой 22' даст точку 2lt Соединив точки
и 2V находим длину и положение элемента линии тока 1^2^. Угол 1^2^ 2'
равен углу /5' элемента, а отрезок 1г 2г = -
На радиусе Оц—2)2Г откладываем отрезок 213, равный Ду. Из точки 3
на продолжении радиуса 1 2к3 Оц— 2) откладываем отрезок 3 (\2_3) с рис. 40;
этим радиусом проводим через точку 3 дугу окружности и откладываем
посредине отрезка 3 цугу т2т2 — Ayctg /3". Проводим радиус О(2—з) 2'.
ПОСТРОЕНИЕ ЛОПАТКИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
61
Пересечение радиуса 0(2—3) 2' с дугой дает точку 31. Соединяем точки 2Х
и 3t и находим длину и направление элемента линии тока 2131.
Продолжая последовательно построение для всех элементов Ду, получаем
линию тока струйки лопатки двоякой кривизны, развернутой на поверхности
конуса.
Далее проводим окружности из центра О радиусами 11, 2 2, 3 3 и т. д.
(рис. 40 и 43).
Откладываем расстояние тг т1, равное Ду ctg/5', посредине между окруж-
ностями и через полученную точку т1 проводим линию От1 Г и получаем
Рис. 42. Развертка линии
тока.
точку 2. Соединяем точки 1 и 2. Откла-
дываем отрезок гпг т2, равный Ду etg Р",
и через полученную точку т2 проводим
линию 0 2'. Соединяем точки 2 и 3.
Повторяем построение для осталь-
ных точек, пока не получим изображе-
ние линии тока струйки в плане. Оче-
видно, что для рабочего колеса с ради-
альными лопатками такое изображение
Рис. 43. Цилиндрическая про-
екция линии тока.
линии тока лопатки будет действительным профилем лопатки в плане.
Ввиду неравномерного распределения скоростей и давлений как в мери-
диональном сечении лопатки, так и в плане условие, что через каждую эле-
ментарную струйку проходит одинаковое количество жидкости, не может быть
соблюдено.
Поэтому в методике автора для проектирования лопаток двоякой кривизны
применяется среднее значение скоростей, соответствующих всей площади
сечения лопатки. Для этой цели достаточно построения двух крайних линий
тока, образуемых пересечением лопатки с передним и задним дисками колеса,
и нет необходимости делить лопатку на элементарные струйки.
Построение лопатки двоякой кривизны
Расчет рабочих колес с лопатками двоякой кривизны ведется аналогично
расчету для колес с радиальными лопатками.
Вычерчиваем меридиональную проекцию рабочего колеса по получен-
ным значениям De, D2, DBT, b2 и L (рис. 44). Для этого проводим линию ГЕ
62
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
нальнои проекции колеса с ло-
патками двоякой кривизны.
под углом у к горизонтальной оси рабочего колеса. Угол у принимаем равным
96—100°. Конусность передней стенки колеса приближает ширину колеса
к ширине потока, так как вследствие поджатия потока у передней стенки
рабочего колеса ширина потока на выходе из колеса уменьшается.
Проводим плавную дугу АНВ, касательную к линиям АБ и БВ, и дугу
ГЗ, касательную к ГЕ и ЕЕ. Дуги обыкновенно подбираем нескольких
радиусов.
Входная кромка лопатки Н^З^ выполняется так, чтобы угол, образуемым
между входной кромкой и боковыми стенками колеса, был по возможности
ближе к прямому (90°).
Проведем внешнюю кромку лопатки ИЗ, которая следует приблизительна
<е НуЗу, слегка утолщаясь к втулке колеса
(рис. 44). Толщина входной кромки рабо-
чего колеса практически равна толщине, по-
казанной в меридиональной проекции.
Далее определяем профиль лопатки в
плане. Для этого проводим окружность диа-
метром D-l. Эту окружность делим на z рав-
ных частей, где z равно числу лопаток
(рис. 45, б).
Откладываем толщину лопатки по окруж-
ности а2 и углы охвата <р' и <р". Проводим
радиусы 01, 01' и ОН, являющиеся следами
пересечения плоскостей, проходящих перпен-
дикулярно к плоскости чертежа через
центр О.
Откладываем площадь AWu^ в меридио-
нальной проекции лопатки (фиг. .45, а),
Площадь AWuz = 11ГГГ. Точно так же-
откладываем площадь -<4W 3 10± 10\ 10г.
Кроме того, находим промежуточные
значения для площадей AWu. Для этого от-
кладываем значения AWui и AWu^ и соеди-
няем прямой линией (рис. 51).
При повороте потока в колене рабочего
колеса происходит поджатие его с соответ-
ствующим увеличением относительной скоро-
сти w. Поджатие потока вызывается сравнительно малым радиусом за-
кругления у входа в колесо. Поэтому для компенсации поджатия потока
площадь AWu увеличивается постепенно от расчетного AWu по мере увели-
чения диаметра колеса и затем уменьшается до расчетного AWu .
Увеличивать площадь Aw следует только в зоне поворота, а на прямом
участке площадь AWu не изменяется и остается равной расчетной величине
(см. рис. 51).
А^и
Отношение —J£jlaKC принимается для лопаток двоякой кривизны рав-
ным 1,10 -у 1,16 на расстоянии, равном приблизительно х/3 s от входной
кромки лопатки, где s равно длине дуги I II, соответствующей углу 10II
(рис. 45, б).
Для рабочих колес низкой удельной быстроходности с радиальный^
лопатками входная кромка расположена за поворотом потока в колене, и
поэтому промежуточные значения площадей t1Wu увеличивать не следует
ПОСТРОЕНИЕ ЛОПАТИН ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
63,
Изменение площадей AWui — Aw для радиальных лопаток происходит
по прямой линии.
Переносим точки 1', 11г 7/, 10', 10'х, lbit а также точки 3, Зу, Н на изо-
бражение лопатки в плане. Откладываем на линии ОН точки 1г', Г и 71; на
линии 01 точки 101, Ю', 10у, на линии ОГ точку Н, налипни О1 точку 3
(рис. 45, б).
Таким образом, получаем не менее трех точек 11'3, 11\ Ю'Н, 1^10^3^,
lilO'JJy, через которые можно провести плавные дуги. Эти дуги будут первым
приближением профиля внешней и внутренней стенок лопатки в плане.
Рис. 45. Построение профиля лопатки двоякой кривизны.
а—меридиональная проекция; б—план.
Определяем графически промежуточные значения площадей
полученные пересечением плоскостей ОШ, OIV и т. д. (рис. 45, б) с профи-
лями лопатки в плане, и переносим полученные точки на меридиональную
проекцию (рпс. 45, а). Если значения полученных промежуточных площадей
4. совпадают с расчетными, то профили лопаток можно считать правильными.
В противном случае необходимо изменить форму профилей лопатки в плане
пли изменить контур меридионального сечения лопатки, пока не будет до-
стигнута плавность линий, образующих профиль лопатки; при этом необхо-
димо также сохранять расчетные значения площадей
После этого следует определить действительную толщину лопатки по
всей ее длине. Для этого достаточно определить толщину лопатки у внешней
и внутренней стенок колеса.
Производим развертку линии тока Т/Д и (рис. 46 и 47). Делим на
равные отрезки Ду меридиональную проекцию линии тока 1Н± начиная от
точки 1 (рис. 46, а).
Радиусами, перпендикулярными к горизонтальной оси рабочего колеса
(рпс. 46, a) ОнН, Ои Н. . .Ох1, проводим ряд концентрических
окружностей на профиле лопатки в плане (рпс. 46, б) и находим по чертежу
отрезки = тпт. Приводим окружности радидсамп 6>Hi_nZ7i = и
"* Н 11
и О,„ ...11 = (НА11 (рис. 46, а и 47), откладываем значения —на
(Hi—11) х х/ / tg р
Нг 11
расстоянпп — —
2
64
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ИОЛЕСА
Отоезок -1-
tg/5
замеряем
ио
средней части сектора. При пересече-
нии радиуса (Нt) 11 с дугой окружности получаем точку 11.. Соединяя
точки Н. и 11. получаем развертку отрезка лопатки.
Далее из точки 11. на продолжении радиуса II. 11. откладываем рас-
стояние Ду и получаем точку 10.'. Из точки 10.' на радиусе (Н.)Ю. отклады-
ваем величину радиуса С\ц—Ю) Ю.=(11.) 10.' с рис. 46, а. Проводим дуги
окр' жностеи радиусами О(ц_ю) П.=(11.)11. иб?(11_10) 10.=(11.) 10.. Отклады-
ваем значения Aytgfi на расстоянии, равном половине 11т—lO'i = Ayl %-
Находим пересечение радиуса с окружностью — точку Юг Соединяем
точки 10х и 11х и находим развертку второго отрезка профиля лопатки -
Переходим к следующим точкам, пока не дойдем до последней точки 1х и
не получим всю развертку линии тока 1х Н..
ИЗГОТОВЛЕНИЕ МОДЕЛИ ЛОПАТКИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
65
Точно таким же образом производим развертку на линии тока 1Н рабо-
чей стороны лопатки и липни тока 3t и 1 3. При развертке мы имеем ло-
маную линию, в которую следует вписать плавную кривую.
Получив развертки рабочей и тыльной сторон, совмещаем полученные
развертки рис. 47 и получаем действительную толщину лопатки у внутрен-
ней и внешней стенок рабочего колеса, а также углы Д и /32.
Затем находим модельные сечения лопатки. Для этого меридиональную
проекцию лопатки делим на равные части плоскостями А А, ББ, ВВ
Рис. 47.
а—развертка линии тока 1Н; б — развертка линии тока 13.
и т. д., причем последние два-три деления (рис. 48) делаем тоньше у внеш-
ней входной кромки лопатки для получения в этом месте большего количества
сечений. Окружность профиля лопатки в плане (рис. 45 б) делим на равные
части: чем больше делений, тем точнее построение. Точки пересечений пло-
скостей 01, 02 и т. д. с профилями внутренней и внешней стенок лопатки
в плане переносим с рпс. 49 на рис. 48. Тогда получаем в меридиональной
проекции точки 22, 2' 2', 33, 3'3' и т. д. Соединяем эти точки плавными кри-
выми (по мере приближения к наружному диаметру могут быть прямые ли-
нии). Пересечения этих кривых с плоскостями АА, ББ, ВВ и т. д. переносим
на рпс. 49 и через полученные точки проводим плавные кривые.
Эти кривые являют я модельными сечениями. Плавность кривых модель-
ных сечений в меридиональной проекции и в плане является дополнительной
проверкой плавности выбранных сечений.
Изготовление модели лопатки двоякой кривизны
Изготовление моделей производится следующим образом. Заготовляют
дощечки толщиной АБ, БВ, ВГ . . . (рис. 48). На каждую доску наклады-
вают соответствующее модельное сечение (рис. 50). Затем вырезают контуры
этих сечений и все дощечки склеивают друг с другом. Поверхность лопатки
вырезают по контуру. На каждой дощечке накалывают линии внешнего и
внутреннего контуров передней и тыльной сторон лопатки, а также проводят
5 Заказ 234.
66
ГИДР АВЛИЧЕСКИЙ^ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО БОЛЕСА
Рис. 48. Модельные Рис. 49. Модельные сечения,
сечения.
радиусы 01, 02, ОЗ и т. д., несмотря на то что дощечка обрезается только по
внешним контурам модельных сечений.
Внутренние контуры сечений и радиусы служат для более точной уста-
новки модельных сечений по отношению друг к другу, так как малейшее
смещение контуров модельных сечений исказит профиль лопатки. Для полу-
чения всех лопаток необходимо с модельной лопатки отлить требуемое коли-
чество алюминиевых лопаток, которые идут на изготовление модели рабочего
колеса. Для этого чертеж модельных сечений делают в двойном усадочном
масштабе.
Так как лопатки имеют двоякую кривизну, при формовке следует пре-
дусмотреть возможность извлечения алюминиевых лопаток из стержневой
земли. Для этого при набивке стержня закладывают топкие железные пла-
стинки, которые разрезают стержневую землю около каждой лопаткп в двух
местах — у входа и выхода. После того как стержень высохнет на металличе-
ском драйере вместе с алюминиевыми лопатками, его разнимают в местах за-
кладки пластинок, лопаткп вынимают и стержни снова собирают в одно
целое и связывают по наружному диаметру проволокой или хомутиками. В про-
странство, в котором находились железные пластинки для разъема, заклады-
вают обратно железные пластинки равной толщины, чтобы сохранить правиль-
ную форму стержня.
Примерный расчет рабочего колеса с лопатками двоякой кривизны
Для примера приведем расчет рабочего колеса двойного всасывания с ло-
патками двоякой кривизны насоса бНДс по следующим данным.
Расход Q = 85 л/сек; Н = 69 м; п = 2950 об!мин. Пер. наливаемая жид-
кость — вода, t = 20°, у = 1.
РАСЧЕТ КОЛЕСА С ЛОПАТКАМИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
67
Рис. 50. Модельные сечения
5*
68
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
По формуле (1) удельная быстроходность
3,65 • 2950
”s ~ 693/1
= 93.
тт л 0,085 ч,
Допустимая высота всасывания для холодноц воды для Q = —%- мл/сек
по формуле (12) при Скр = 1000, Ht = 10,3 м и Ht — 0,3 м
„ ( 2950 / 0,0425 V2’ л л о л
Hs < 10 - V-------woo-----/ 10==ЗЛ м-
Для вычисления размеров рабочего колеса определяем отношение
УН _ /69 _ 1
п ~ 2950 — 356
Выбираем величину коэффициента KD? по рис. 22 для ns = 93; 7^Dj=86-
Внешний диаметр рабочего колеса
Z>2= 86^ = 0,242 м.
Вычисляем окружную скорость рабочего колеса
_ л -0,242 - 2950 4 ,
t<2 — gQ — Of Jn [
Эквивалентный диаметр всасывающего отверстия определяем по формуле
D = К ;
еэнв ^еэнв л
при К =38 (рис. 22)
экв
Оеэкв = 38^7 = 0,107 м.
ООО
Диаметр входа в колесо при KD = 41 (согласно рис. 22)
Ле = 41 А =о,Ц5 м.
ооо
Диаметр втулки рабочего колеса
Лвт = У 0,1152-0,107т = 0,042 м.
Скорость входа в колесо определяем по формуле
Принимая объемный к. п. д. »;0 = 0,98, получаем расчетную произво-
дительность
<?' = = 43-4 Л1сек
Се = °0Л072л4 = 4,85 м^сек-
РАСЧЕТ КОЛЕСА С ЛОПАТКАМИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
69
Диаметр начала входной кромки у внутренней стенки колеса
принимая == 25,0 (согласно рис. 22), полечим
1
Л/' = 25,0 = 0,0702.
х ллп
Принимаем = 70 мм.
Начало входной кромки у наружной стенки колеса
Dy = De = 115 мм.
Средний диаметр входа лопаток колеса
1 /1152+702 пк
I/ --------= 95 мм
Исходя из полученного среднего диаметра полечим значение средней
окружности скорости у входа по формуле (42):
л • 0,095 • 2950 _ 14 7
60
м/сек.
Примем
L = = 57,5 мм.
Округляя это значение, имеем L = 58 мм.
Ширина входной кремки колеса при = 12,8 corat сно рис. 22
by = 12,8 = 0,036 м.
Меридиональная скорость потока на входе сГ1 при коэффициенте суже-
ния сечения лопатками у входа ——— = 0,88
'i
п = п 0,095 0,036 - 0,88 = ^,6 М[сек.
Эквивалентный диаметр Dw находим согласно рис. 22, принимая
Кг =30,1,-
Dw = 30,1 = 0,0845 м.
ui оЭО
Площадь сечения радиальной плоскостью при числе лопаток z = 8
л Л-0,08452 ПППСГ 9
zAy.ui =-------= 0,0056 л2;
AWui = 0,0007 л2.
Проекция относительной скорости у входа колеса на окружную скорость
^=S=7-7
70
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Проекция абсолютной скорости у входа колеса па окружную скорость
си1 = 14,7—7,7=7,0 м/сек.
Относительная скорость потока у входа колеса
и\ = ]/7,72+4,62 = 8,9 м/сек.
Абсолютная скорость потока у входа колеса
= |/7,024*4,62 = 8,4 м/сек.
Средний угол потока у входа
Pi = arc tg у? = 30°50'.
Толщина лопатки по окружности при числе лопаток z — 8
п, = ^(1-0,88);
л 0,095 , г
<тх =----g---0,12=4,5 мм.
Ширина лопатки у выхода, принимая КЬ2 — 4,95, согласно рис. 22
1
Ь2 = 4,95 = 0,0140 м.
dab
Принимаем Ь2 = 14 мм.
Меридиональная скорость с,2 у выхода при коэффициенте сужения сече-
ния лопатками у выхода *2- а* = 0,92
*2
0,0434 , , .
Сг*~ л- 0,242 0,0140 • 0,92 “ м1сек-
Эквивалентный диаметр DWu при KD = 30,1 (согласно рис. 22)
2 WU2
Dw„ =30,1 =7 = 0,0845 м\
“2 356
А пХ0,08452 n none 9
zAWu2 =---------- =0,0056 м2;
А 0,0056 гч ЛЛЛг7 2
= —о— = 0,0007 м2.
и-2 о
Проекция относительной скорости на выходе из колеса на окружную
скорость
0,0434 _ _
W“2 0,00560 ~ 7,7 MlteK-
Проекция абсолютной скорости на выходе из колеса на окружную
скорость
cU2 = 37,4—7,7 = 29,7 м/сек.
Относительная скорость потока на выходе из колеса
w2 = yr7,72+4,42 = 8,9 м/сек.
РАСЧЕТ КОЛЕСА С ЛОПАТКАМИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
71
Абсолютная скорость потока на выходе из колеса
с2 = \Г29,724-4,43 = 30,3 лт/сек.
Введем поправку с учетом отклонения струп потока для тангенциаль-
ной составляющей абсолютного потока на выходе прп конечном числе лопа-
ток, принимая f^cUi — 0,67 (согласно рис. 22);
сиз = 0,67 • 29,7 = 19,9 м/сек.
Гидравлический к. п. д.
Абсолютная скорость потока на выходе при конечном числе лопаток
с3 = l'Z19,92+4,42 = 20,4 м/сек.
Относительная скорость потока на выходе при конечном числе лопаток
w3 = ]/17,724-4/12 = 18,2 м/сек.
Толщина лопатки по окружности на диаметре D2
а2 = (1-0,92);
н2 = 0 08 = 7 6 мм
О
Принимаем а2 = 8 мм.
Угол выхода потока при бесконечно большом числе лопаток
/5а = arctg = 29°50'.
Угол выхода с учетом конечного числа лопаток
Рг = arctg = 14°.
Угол охвата при = 0,245 и = 0,230 (согласно рис. 22)
<р” = о,245 • 86 • 4,95=103,5°;
ср' = 0,230 -86 -4,95=98°.
Приступаем к профилированию лопаток рабочего колеса согласно изло-
женной выше методике.
На рис. 44—50 показано построение колеса с лопатками двоякой кри-
визны. Вычерчиваем меридиональную проекцию рабочего колеса (рис. 44
и 45, а).
их Сл Л 0.00560 , л 0,00560 „
На графике рпс. 51 откладываем AWui =------— м\ А^ —---------~--- м
и промежуточное значение Аиымакс = 0,00635 на расстоянии 1/ss.
Откладываем площадь Аи,и^ и AWui в меридиональной проекции рис. 45, а.
Проводим окружность диаметром Di = 0,242 м, делим окружность на восемь
равных частей. Откладываем ог = 8 мм, De = 0,115 м, углы <р” = 103,5°
и / = 98° (рис. 45, б).
72
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Переносим точки 1, 1', 1^, 10', 10^, 101г 3, ft, Н и Htc меридиональной
проекции (рис. 45, а) в плане (рис. 45, б). Через точки проводим плавные
дуги, являющиеся первым приближением профиля внешней и внутренней
стенок лопатки в плане. Проверяем промежуточные значения площадей AWu.
Делим каждую часть окружности на равные отрезки (рис. 49). Соединяем
точки деления с центром О. Точки пересечения лих радиусов с линиями
токов лопатки переносим в меридиональную проекцию рис. 48 и получаем
точки 11, 3' 3', 5 5, 1' 1‘ и т. д. Сое диняем эти точки плавными кривыми.
Проверяем по графику рис. 51 правильность площадей AWu. Площадь Ли,и
равна для радиуса 01 площади 11 9' 9' (рис. 48), а для радиуса ОЗ площади
3 3 11' 1Г п т. д.
Для проверки толщины лопаток и определения углов лопатки произво-
дим развертку линии токов (рис. 47). По рис. 47 находим углы входа ft = 22°30'
и /51" = 34°30' и литейный угол
ft = 29°50'.
Проверяем правильность расчета
в отношении получения равенства
углов атаки вдоль входной кромки
лопатки колеса.
Принимая отношение скорости
закручивания на входе к окружной
скорости постоянным, имеем
— = = —= 0,475.
Uj 14,7
Для внешней линии тока = 115 мм, а для внутренней линии тока
Dj" = 70 мм и соответственно окружные скорости = 17,8 м/сек и =
= 10,8 м/сек. Тогда скорости закручивания на входе
Си/ = 0,475-17,8=8,45 м/сек
и
Си/ = 0,475-10,8=5,14 м/сек.
Соответственно проекции othoi ительной скорости на входе на окружную
скорость
wUl' = 17,8—8,45=8,35 м/сек
и
wui" = 10,8—5,14=5,66 м/сек.
Угол потока на входе при сТ1 = 4,6 м/сек = const для всей ширины
входа
ft = arctg —= arctg Z4’6- = 28°50'
° w ° 8,35
В00!-9 3-11 5-13 7-15 9-17 п-19
Плоскость сечения
ис. 51. Изменение площади сечения ка-
нала лопатки рабочего колеса.
ft" = arctg = arctg = 39°10'.
Угол атаки у входа внешней линии тока
а' = 28°50' — 22°30' = 6°20'.
Угол атаки у входа внутренней линии тока
а' = 39°10' — 34°30' = 4° 40',
т. е. угол атаки сохраняется практически постоянным вдоль входной кромки
лопатки.
РАСЧЕТ КОЛЕСА С ЛОПАТКАМИ ДВОЯКОЙ КРИВИЗНЫ
73.
Убедившись в правильности расчета, строим модельные сечения. Для этого
делим меридиональную проекцию лопатки колеса на семь частей (рис. 48).
Переносим точки пересечения плоскостей АА, ББ, ВБ. . . с кривыми 11,
3 3, 5 5... (рис. 48) на чертеж в плане (рис. 49). Соединяем перенесенные
точки плавными кривыми, которые являются модельными сечениями лопаток.
На рис. 50 вычерчены отдельно модельные сечения для каждой дощечки
в отдельности.
Далее определяем к. п. д. насоса. Для этого необходимо составить баланс
расхода мощности. При составлении баланса расхода мощности необходима
определить:
1) полезную гидравлическую мощность
лт Q мР/час Нм Q л/сек Нм
У¥г — 270 ’ ИЛЦ 75 ’
2) расход мощности на гидравлические потери
TVr. П = -Л^Г/ ^?Г - NTt
откуда гидравлический к. п. д.
*г
Лг+Хг.п ’
3) расход мощнсстп на дисковое трение (см. гл. XIII)
V___/V
дг — М п______ в — д~т
/Уд. т — 1V1 716 2 %, т — N
где 2V — мощность на валу насоса;
4) расход мощности на утечки (см. гл. XII)
7Vy =
СУ1я1+0йя2+СуЯз+. .
270
где Qv Qy2, Qys — утечки в различных местах насоса в м31час;
Hv Н2, Б3... — соответствующие перепады давлений в м ст. жидкости;
отсюда объемный к. п. д.
.
% JVr+2Vy ’
5) расход мощности па преодоление механических потерь (подшипники
и сальники)
2VM = К — »?мЛг>
N—А’м
откуда механический к. п. д. т]ы= —.
Коэффициент полезного действия насоса равен
_ __________________
71 ^г+^г.п+^д.т+^у+^м '
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Коэффициент полезного действия насоса можно представить уравнением
QH 1 Q+Qy-tf+^r.n .
V «?+С’у)(^ + Лг.п) + ^м ВЛИ ч Q ’ н QH ’
где Лг. п — гидравлические потери в м ст. жидкости:
_N-NM
или
2Vm = A’(1-4m) = ^(1-4m).
тт <?+<?у 1 Н + h п 1 ,, QH ,, .
Подставляя значения —- = — , ------------= — и Ам = —— (1 • им), имеем
Q Чо Н чг Ч
1 1 1 , 1 \
Ч Чо Чг + Ч
После преобразования получим
Ч - ЧоВДм-
Приводим расчет к п. д. для проектируемого колеса с лопатками
двоякой кривизны. Определяем -мощность, расходуемую на утечк^
(см. гл. XII).
Величина утечки
(?У = СУА I 2^Я3,
где А = nDcps.
Принимаем Z>cp = De 4- 0,010=0,115+0,010=0,125 м.
Принимаем величину зазора на радиусе между уплотнительными коль-
цами колеса и корпуса насоса s = 0,00030 м.
Подставляя принятые значения, находим величину площади зазора:
А = л-0,125-0,00030=0,0001175 л2.
Для зазора уплотнительного кольца, выполненного с поворотом на 90°
(см. рис. 78, б), коэффициент расхода Су = 0,4 при давлении перед щелью
Н3 = о,7 Н = 0,7 69=48,3 м.
Величина утечки на одну сторону колеса
Qy = 0,4-0,0001175 В 19,6-_48;3 = 0,00145 м3/сек.
Расход мощности на утечку на две стороны колоса
пт 2 - 0,00145 • 69 • 1000 Q л
Nn =-------==--------= 2,66 л. с.
3 75
Мощность, потребляемая на дисковое трение (см. гл. XIII)
_ Vny_
JVn. т— 716200
1де
и
М = KD/ t
2 g 2 Rc*/5
тогда Re1/s = 24.
Ke = = 9 050 000,
v 0,01
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК
75
Для турбулентного потока принимаем К ==0,021.
Подставляем найденные значения в формулы для М и Л7Д. т:
М = 0,021 • 0,242» А- = 0,9 кГм
<*== Дт|? = 3-72 л- с-
Гидравлическая мощность насоса
,, QH 85 -69 „с „
Nr = = 78,2 л. с.
i и • «э
Принимаем механический к. п. д. т/ы = 0,97 п гидравлический к. п. д
согласно приведенному выше расчету т]г = 0,9.
Для определения мощности, затрачиваемой на механические потери,
необходимо задаться к. п. д. насоса. Примем т/ = 0,80, тогда •
а
N “ ®ЛЙ = 97’5 Л- с-
Д7М = 97,5—97,5-0,97=3 л. с.
Мощность, затрачиваемая на гидравлические потери;
Л7г.п = -^-78,2=8,6 л. с.
Определяем к. п. д. насоса:
ЛГг+ЛГд+ЛГд.т+ЛГм+ЛГг.п 78,2 + 2,66+172 + 3+ 8,6 0,808
Примем т] = 80%.
Построение характеристик
Построим характеристики для рассчитанного колеса. По рис. 8, 9 и 10
для ng = 93 выбираем форму кривых Q—Н, Q—N и Q—т/. За 100% принимаем
Q = 85 л/сек, Н = 69 м, N = 97,5 л. с. и т/ = 80%.
В результате пересчета получается табл. 3.
Таблица
Результаты пересчета характеристик насоса бЯДс, п =2950 об/мин
<?• % %орм 0 25 50 75 100 120
Q, л/сек 0 21,2 42,5 63,5 85 102
Н, % Нноры ...... 116 114 112 108 100 86
Н, м ...... 80 79 77,5 74,5 69 59
N. % N 43 60 75,2 88 100 108
N, л. с......... . . 41,8 58,5 73,0 85 97,5 105
Ъ % ’Знорм • 0 47,5 75,0 92 100 95
Ч,% 0 37,8 59,8 73,5 80,0 76 0
76
ВСАСЫВАЮЩИЙ подвод
Полученные расчетные точки наносят на миллиметровую сетку (рпс. 52)<
и соединяют плавными кривыми.
В заключение следует отметить, что при проектировании насосов для го-
рячих нефтепродуктов, сжиженных нефтяных газов, а также светлых нефте-
Рис. 52. Расчетная характеристика одно-
ступенчатого насоса двойного всасывания
бНДс.
продуктов можно применять коэффи-
циенты (см. рис. 22), полученные по дан-
ным испытаний насосов на воде, так как
число Рейнольдса мало отличается
для этих случаев и изменения напора
и к. п. д. незначительны. При проек-
тировании насоса для вязких нефте-
продуктов необходимо пересчитать
исходные параметры с учетом умень-
шения расхода, напора и увеличения
мощности при перекачке вязких
жидкостей по сравнению с водой.
Поэтому для заданных Q и II и
вязкости жидкости следует увели-
чить Q а Н ва величину, компенси-
рующую уменьшение производитель
ности и напора вследствие вязкости
(см. гл. XXI), и на основании полученных новых данных произвести расчет
проектируемого насоса согласно изложенной выше методике.
ГЛАВА VI
всасывающий подвод
Назначение и типы подводов
Назначение всасывающего подвода заключается в обеспечении входа
жидкости во всасывающее отверстие колеса с минимальными потерями на тре-
ние.
Вследствие того что скорости во всасывающем подводе обыкновенно не-
велики, потери на трение во всасывающей камере насоса составляют очень
незначительную величину.
Большое значение имеют равномерное заполнение колеса на входе и равно-
мерное распределение скоростей потока.
Невыполнение последнего условия значительно ухудшает работу насоса,
что выражается в снижении производительности, напора, к. п. д. и ухудшении
всасывающей способности колеса.
Кроме того, в насосах двустороннего всасывания неравномерное заполне-
ние колеса нарушает уравновешенность сил осевого давления.
Наиболее употребительными всасывающими подводами являютс я: 1) осе-
вой конический подвод; 2) подвод в виде колена плавного радиуса; 3) спираль-
ный подвод.
Конический осевой подвод является лучшим типом подвода жидкости
к всасывающему отверстию рабочего колеса. Следующим по качеству является
колено с плавным радиусом и, наконец, спиральный подвод, представляющий
собой плоское колено с переменным поперечным сечением.
Спиральная всасывающая камера применяется вместо осевого конического
подвода или колена плавного радиуса для уменьшения габаритов насоса в осе-
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ СПИРАЛЬНОЙ ВСАСЫВАЮЩЕЙ НАМЕРЬ!
77
вом направлении с соответствующим уменьшением пролета между центрами
подшипников.
Однако при наличии спиральной всасывающей камеры изготовление мо-
дели и отливки корпуса насоса усложняется.
Поступающая в спиральную всасывающую камеру жидкость совершает
двойной поворот при входе в рабочее колесо. Поэтому в лучшем случае к. п. д.
спирального подвода может приблизиться к к. п. д. осевого подвода.
Назначением спиральной всасывающей камеры является не подкручи-
вание потока, а уменьшение габаритов насосов.
Однако наличие спиральной всасывающей камеры вызывает все же неко-
торое поджатие потока, вследствие чего происходит неравномерное распреде-
ление скоростей при входе в колесо, влияющее в большей или меньшей степени
на характеристики насоса. Это приводит иногда к уменьшению напора и мощ-
ности, что особенно заметно при большой производительности.
Спиральная камера может применяться только для насосов низкой и сред-
ней удельной быстроходности. Для насосов высокой удельной быстроходности,
выполненных с полуосевыми или осевыми рабочими колесами, нс следует
применять не только спиральную всасывающую камеру, но и всасывающее
колено, непосредственно примыкающее к входу рабочего колеса, так как
в обоих случаях снижаются по сравнению с осевым подводом напор и к. п. д.,
а также мощность насоса, хотя и в меньшей степени.
Если необходима установка колена, его следует присоединять к насосу
посредством прямого участка трубы достаточной длины.
Вообще влияние формы всасывающего подвода увеличивается с увеличе-
нием удельной быстроходности насоса. Поэтому при равных условиях сле-
дует отдавать предпочтение осевому подводу конфузорного типа, особенно
для насосов высокой удельной быстроходности.
Определение размеров еппра ьпой всасывающей камеры
Скорость в сечениях спиральной всасывающей камеры следует принимать
несколько меньшей скорости се входа в колесо с целью уменьшения влияния
закручивания потока и снижения потерь на трение. В этом случае рекомендуется
принять
свс = (0,85 4- 0,70) се, (58)
где свс — скорость в сечении спиральной камеры в м]сек.
Большее значение свс соответствует насосам меньшей удельной быстро-
ходности.
При расчете спиральной всаилвающсй камеры скорость свс сохраняется
постоянной в сечениях от / до VIII. В сечении IX скорость свс для насосов
двойного всасывания уменьшается до 0,85 свс (рис. 53, а) вследствие выступаю-
щей в этом сечении стенки нагнетательной улитки.
При расчете спиральной всасывающей камеры следует считать, что поло-
вина всего расхода попадает во всасывающее отверстие рабочего колеса прежде,
чем поток достигает сечений О и VIII. Тогда мы можем принять, что через
сечение VIII поступает расход через сечение VII — 7/8через сечение
VI—3/и т. д. В сечении О обыкновенно устанавливают язык, препятствую-
щий поступлению жидкости против вращения колеса. При необходимости
язык может быть перенесен в сечение II без существенного влияния на харак-
теристику насоса. Установка языка в сечениях VIII или VI уменьшает произ-
водительность насоса и его к. п. д. Расчетная площадь сечения спиральной
камеры принимается от теоретического языка, который устанавливают на
78
ВСАСЫВАЮЩИЙ ПОДВОД
Ф200
б
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ СПИРАЛЬНОП ВСАСЫВАЮЩЕИ НАМЕРЬ!
79
чертеже модельных сечений возможно ближе к Bcai ывающему отверстию ра-
бочего колеса и к валу насоса.
Если язык мешает расточке отверстии в корпусе насоса, то его можно
отнести несколько в сторону от теоретического языка. В насосах малых размеров
или при сложности литья язык выполняют из листового железа толщиной
2—3 мм и привертывают в плоскости горизонтального разъема насоса. Иногда
язык отливают как одно целое с диафрагмой корпуса пасоса.
Форму сечений спиральной всасывающей камеры выбирают в зависимости
от допустимых габаритов насоса в осевом направлении. Так, например, для
одноступенчатых насосов применяют плавную, развитию в осевом направлении
спиральную камеру (рис. 53). В многоступенчатом насосе спиральная камера
обуживается в осевом направлении и развивается в направлении, вертикаль-
ном к оси насоса. ч
Для первой ступени при перекачке горячих нефтепродуктов, горячей воды
и сжижепных нефтяных газов спиральная всасывающая камера увеличивается.
Чтобы СНИЗИТЬ СКОРОСТЬ Свс.
Ниже даны соотношения, определяющие рациональные размеры спираль-
ного подвода.
Величина раскрытия спиральной всасывающей камеры 7?vjn определяется
из уравнения
Rvm + Del2
DJ2
р. ВС>
(59)
где вс находится из рис. 54.
80
ВСАСЫВАЮЩИЙ ПОДВОД
Остальные пропорции спиральной камеры принимаются: 7?0 —
=0,5 4-0,6 /?vni, RIV = 0,75 jRviii и расстояние IX IX = 1,5 RVIII = RIX-
Если необходимо обужение спирали в осевом направлении, то приведен-
ные значения RVIII увеличивают.
Скорость во всасывающем патрубке свс всегда принимается меньше свс
и зависит от размера входного патрубка, который выбирается согласно ГОСТ.
Примерный расчет
Требуется спроектировать спиральную всасывающую камеру к колесу
с лопатками двоякой кривизны, рассчитанному в примере 2 главы V.
По данным примера 2 имеем се = 4,8 м!сек\ принимаем свс =0,85се =
.= const, свс = 4,1 м)сск.
Площадь сечения согласно изложенному выше
j 1 Q 1 0,043 л о
Avni = т = 0100527 м '
л = 7 1 0,043 ллл/ео
AVII 8 2 4,1 0,00462 м ,
А 3 1 0,043 „ nnonr
Avi 4 2 41 0,00395 м ,
Av = “Г "Г = 010033 м2;
Aiv= 4 "Г = 0’00264 м2’
л 3 1 0,043 Л гхгхЛ пгч а
Аш — -g- ~2 — 0,00197 м ;
. 1 1 0,043 л ЛЛ4 99 2
^1,, = -7- -=-.-Г- — 0,00132 J42;
11 4 2 4,1
А 4 111 0,043 п лллйй 9
А — — -=------г-;— = 0,00066 -И2.
2 о , Z 4,1
Раскрытие спирали согласно уравнению (59) решаем относительно Rvin:
^viii вс “2 F = “F вс —
Принимаем для ns = 93 по кривым коэффициентов рис. 54 Кр_ вс = 3,54:
т, о г/ 0,115 0,115 л ,/л
RVIII = 3,54 2 — —2— = 0,146 м.
Исходя из полученного значения RVIII = 0,146 м, получаем
Ro = 0,55RVIII = 0,55-0,146=0,087 м;
RIV = 0,75 Rvin = 0,75 0,146 = 0,110 м;
Rjx вг = 1’5 RVTTr — 1,5 0,146=0,220 м.
1Л —LA V111
НАЗНАЧЕНИЕ И [ПРИНЦИП РАБОТЫ
81
Принимаем диаметр всасывающего патрубка 1)^= 200 мм, определяем
скорость потока во всасывающем патрубке:
Свс'= = 2,7 м]сек.
На рис. 53 изображены всасывающее колено и модельные сечения рассчи-
танной выше спиральной камеры.
Некоторые размеры после уточнения немного изменены по сравнению
с расчетными вследствие конструктивных соображений.
ГЛАВА \VII
СПИРАЛЬНЫЙ ОТВОД
Назначе ше и принцип работы
У центробежных насосов нагнетание выполняется со спиральной камерой
(улиткой) или с направляющим аппаратом. В современных центробежных
насосах отдается предпочтение конструкциям со спиральным отводом.
Назначением спирального отвода является собирание струп жидкости,
выходящей из рабочего колеса со скоростью с3. Преобразование кинетической
энергии жидкости в энергию давления должно происходить всецело в кони-
ческом диффузоре, являющемся продолжением спирального отвода. Преобра-
зование кинетической энергии в энергию давления с одновременным измене-
нием направления потока сопряжено с увеличением потерь и снижением к. и. д.
Из производственных соображений направляющие аппараты применяют
иногда в небольших многоступенчатых секционных насосах, в погружных
насосах, а также в очень крупных агрегатах, когда необходимо придать боль-
шую прочность корпусу насоса и уменьшить его вес.
Спиральная улитка имеет много преимуществ по сравнению с направляю-
щим аппаратом вследствие большей простоты, лучшего к. п. д. в широком
диапазоне Q—Н, а также вследствие возможности изменения характеристик
насоса путем обточки колес без существенного изменения к. п. д. насоса.
В спиральном отводе или улитке площадь поперечного сечения начиная
от нулевого сечения постепенно увеличивается, достигая максимального зна-
чения в том сечении, через которое проходит полная производительность
насоса.
Количество жидкости, протекающее в промежуточных сечениях, обратно
пропорционально углу образуемому между сечениями VIII и расчетным.
Теоретически язык начинается в нулевом сечении. Практически конец
языка находится на некотором расстоянии (10—15°) от нулевого сечения.
Место нахождения языка существенно влияет на характеристики и плавную
работу насоса (отсутствие треска, вибрации).
При работе насоса некоторое количество жидкости циркулирует между
зазором, образуемым языком улитки, и внешним диаметром колеса. Кроме того,
в улитку не поступает расчетная подача колеса вследствие утечек через уплот-
нительные кольца, втулки и т. д.
Расчет спирального отвода
Неравномерность распределения давления в спиральном отводе вызывает
также неравномерное распределение давления и скоростей на окружности
рабочего колеса с соответствующей неравномерностью подачи жидкости каж-
дой лопаткой колеса.
6 заказ 234.
82
спиральный отвод
На распределение скоростей в спиральном отводе, а также на уменьшение
неравномерности распределения скоростей на выходе колеса влияет циркуля-
ция щелевой утечки через уплотнения и нарастание давления, создаваемое
трением жидкости о внешние стенки дисков рабочего колеса.
Однако при расчете спирального отвода в дальнейшем мы пренебрегаем
влпяхшем щелевой утечки, рециркуляцией жидкости под влиянием трения
о внешние стенки дисков рабочего колеса и рециркуляцией жидкости между
языком и внешним диаметром рабочего колеса.
При расчете спирального отвода определяют следующие параметры:
1) площадь сечения отвода ZViI1;
2) величину раскрытия спирали Кр;
3) диаметр начальной окружности £)нач;
4) ширину сечения спирали у выхода колеса В.
Кроме того, расчет спирального отвода основан на следующих предпо-
сылках.
1. Равномерность подачи во всех межлопаточных каналах рабочего ко-
леса, т. е.
Q* = "5605 ’
где у) равен углу, образуемому данным сечением с началом теоретического
языка нагнетательной еппрали, a Qv — подача для данного угла <р.
2. Скорость в сечениях отвода, умноженная на радиус центра тяжести
площади данного сечения, является величиной постоянной:
Сс7?ц. т = CusR2 = const. (61)
В действительности в расчетах принимается средний 7?ц. т, где Нц, т =
= KRZ.
Подставляя это значение в уравнение (61), получаем
ccKR% = си R2
И
сс = ^-, (62)
где величина К принимается равной 0,75—0,65 (меньшее значение К для вы-
соких ng и большее значение для низких ns; это вызвано увеличением Кцт
с увеличением удельной быстроходности насоса).
Принимая расчетное значение сс постоянным по всей длине спирального
отвода, мы получаем в действительности меньшие значения сс для начальных
малых площадей сечений спирального отвода и несколько большие значения сс
для больших сечений; ввиду того что потери на трение в малых сечениях
больше, чем в больших, целесообразно некоторое уменьшение скоростей для
ма.чых сечений и увеличение — для больших.
Что касается первой приведенной выше предпосылки, то следует отметить,
что равномерность подачи всеми лопатками колеса практикой не подт верждаетс я.
Равномерность нарастания расхода согласно опытным данным испытаний
центробежных вентиляторов происходит только для подач (7 = 0,8 4-
— 1,1а (7норм 1-
Скорость сс в спиральном отводе в большинстве случаев определяют по
формуле
сс=КсУ2^Н, • (63)
1 М. И. Н е в е л ь с о н. Аэродинамика центробежного вентилятора. Труды ЦАГИ
№ 580, стр. 71. Изд. Бюро новой техники, 1946.
РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА
83
где коэффициент Кс изменяется в пределах 0,48 4- 0,24 в зависимости от /?g;
он равен 0,48 для z?g = 50 и 0,24 для ng = 375.
Значения коэффициента Кс в зависимости от ng построены на диаграмме
п5
Рис. 54. Кривые коэффициентов для расчета спиральных всасываю-
щих камер и спиральных отводов.
При тесной спирали точка максимального к. п. д. смещается по кривой
Q—'t) влево, а кривая Q—Н принимает крутопадающую форму. При увели-
чении сечений против нормальных значении точка максимального к. п. д.
передвигается по кривой Q—rj вправо и кривая Q—H становится более поло-
гой. При тесной спирали абсолютное значение максимального к. п. д. умень-
шается.
6*
А
84
СПИРАЛЬНЫЙ отвод
При увеличенных размерах площадей спирального отвода абсолютное
значение максимального к. п, д. увеличивается, но при слишком большом
увеличении площадей сечений к. п. д. насоса, достигнув максимума, начинает
затем уменьшаться.
Сечения площади спирали определяют по уравнению
(64)
а = Q у
9 сс 360° ’
где у — угол, образуемый между началом спирали (нулевое сечение) и рас-
четным сечением.
Диаметр начальной окружности спирали определяют из уравнения
•^нач — -®2^нач» (65)
где А’нач изменяется в пределах от 1,005 для ns = 50 и до 1,4 для ns =300
(рпс. 54).
Теоретически язык спирали не доводят до внешнего диаметра рабочего
колесаDz, а располагают так, чтобы обеспечить некоторый зазор ) ,
который увеличивается с увеличением удельной быстроходности. Слишком
большой диаметр начальной окружности j велпчивает габариты насоса и не
дает никаких преимуществ.
Чересчур близкое расположение языка к внешнему диаметру рабочего
колеса может быть причиной кавитации в улитке при увеличенных расходах
насоса и может сопровождаться шумом и вибрацией насоса. Поэтому язык
укорачивают на 12—15° против теоретического, который начинается в сечении
VIII (рис. 61). Однако при низкой удельной быстроходности укорачивание
языка против теоретического увеличивает производительность насоса и сме-
щает точку оптимального к. п. д. в сторону большей производительности.
Удлиненный язык для низких ns перекрывает лопаткп рабочего колеса на вы-
ходе, уменьшая производительность насоса и смещая максимальную точку
к. п. д. в сторону меньшей производительности. Угол, образуемый языком,
должен быть равным углу потока на выходе из колеса а3, где
сг
а, — arctg ——
° а с
из
Ширина спирального отвода В, замеренная по диаметру начальной окруж-
В -
пости ияач, определяется отношением -ту- из практических соображении;
О 2
на улучшение к. п. д. насоса ширина В имеет незначительное влияние.
Отношение -Д- изменяется в пределах от 1,70 для ns < 130 и до 1,5
ьг
для ns > 130. Для насосов малых размеров отношение - - следует принять
^2
приблизительно равным двум также из практических соображений.
Для насосов, перекачивающих горячие жидкости, В определяется необхо-
димостью обеспечения аксиальных зазоров между стенками рабочих колес
и стенками спирального отвода для компенсации температурных расширений.
У многоступенчатых насосов выбор величины В диктуется возможностью
получения отклонений в литых деталях корпуса насоса и смещения центров
спиральных отводов по отношению к центрам рабочих колес ротора.
Таким образом, зазор между боковыми стенками спирального отвода
и стенками рабочего колеса предусматривается в основном для избежания
перекрытия окружности колеса стенками улитки с соответствующими потерями
РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ, ВОЗНИКАЮЩИЕ В СПИРАЛЬНОМ ОТВОДЕ
85
из колеса в улитк}
Рис. 55.
а — форма спирали для насосов низкой
удельной быстроходности; б — форма
спирали для насосов высокой удельной
быстроходности.
на удар, а также для исключения возможности металлического контакта между
стенками корпуса и дисками рабочего колеса вследствие неточности отливок
и температурных расширений при работе насоса при высоких температурах.
При обточке внешнего диаметра рабочего колеса небольшой зазор (У? —Z?)
улучшает условия поступления потока жидкое
Сеченпе улитки для насосов низкой
удельной быстроходности приближается к
форме, показанной на рис. 55, а.
Для высоких значений удельной быстро-
ходности сечепие улитки имеет форму, при-
веденную на рис. 55,6.
Угол, охватывающий боковые стороны
трапеции сечения VIII, принимается в преде-
лах 35—45°.
Величина раскрытия спирального отвода
сг
зависит от угла п3 колеса, где а3 = arctg ——.
Cus
Так как угол а3 возрастает с увеличением ns (<% = 9 4- 24° для ns =
= 604-400), то и коэффициент раскрытия улитки Кр также возрастает
с увеличением ns-
Величину раскрытия спирального отвода EVIII для насосов с колесами
двойного всасывания можно определить по формуле
_ ^УГы+^нач/2
°2/2
(66)
На рис. 54 дана кривая зависимости Кр от удельной быстроходности для
насосов двойного всасывания. Для колес с односторонним всасыванием вели-
чину коэффициента Кр уменьшают на 10—15% с целью уменьшения габаритов
улитки.
Ргдпальные силы, возникающие в спиральном отводе
Радиальные силы возникают по окр}жности рабочего колеса вследствие
того, что спиральный отвод не симметричен и давление вдоль окружности
является соответственно величиной переменной для производительности, от-
личающейся от оптимального режима.
Увеличение радиальных сил для Q < @порм может превысить радиальну ю
нагрузку от веса ротора в 5—10 раз, результатом чего являются неравномер-
ный износ уплотнительных колец и втулок, а также поломка вала.
На рис. 56 и 57 схематически показано неравномерное распределение
давления вокруг окружности колеса насоса в одинарном и двойном спираль-
ном отводах.
На рис. 58 дана приблизительная зависимость давления в спиральном
отводе от производительности в различных точках улитки. У правильно окоп-
струпрованного спирального отвода для оптимального режима давление па
всем протяжении улитки практически одинаково.
При малых подачах Q < (?норм статическое давление достигает минималь-
ного значения между нулевым и вторым сечением и приблизительно па 40%
меньше максимального давления между шестым и восьмым сечением. При
Q > Сиорм зона минимального статического давления находится между вось-
мым и нулевым, сечением и составляет около 60% максимального давления,
которое находится между нулевым и вторым сечением улитки.
86
СПИРАЛЬНЫЙ отвод
Таким образом, радиальные силы меняют свое направление при измене-
нии производительности и равны практически нулю при @норм, т. е- для опти-
мального режима.
Для насосов волютного типа приблизительная величина радиальной силы,
возникающей в спирально’ [ отводе, выч гсляется по формуле
r = pl;d2k,
(67)
Рис. 56. Распределение давления
в одинарном спиральном отводе.
Рис. 57. Распределение давления
в двойном спиральном отводе.
где R — радиальная сила в кГ\ Р — давление, создаваемое колесом, в кГ)см2\
— ширина рабочего колеса па выходе, включая толщину дисков, в см\
К — коэффициент (К = 0,15—0,36 дпя Q = К = 0,085 — 0,18 для
Рис. 58. Зависимость давления от производительности в раз-
личных точках в спиральном отводе.
Q =0,50 <?норм; = 0 для ф>порм,). В отдельных случаях максимальное значе-
ние коэффициента К достигает 0,6 прп Q = 0.
Вследствие того что радиальные силы пропорциональны диаметру и ширине
колеса, влияние их возрастает с увеличением размеров насоса, а также с воз-
растанием рабочего давления.
Методы уравновешивания радиальных сич
Радиальные силы в улитке можно уравновесить в значительной мере при-
менением двойного спирального отвода (см. рис. 57).
Основным принципом конструкции двойного спирального отвода является
разделение потока жидкости, поступающего в улитку пз колеса, па два потока.
13 этом случае язык второй улитки смешен на 180° по отношению к языку пер-
МЕТОДЫ УРАВНОВЕШИВАНИЯ радиальных сил
87
вой улитки. Половина потока из колеса поступает в первую улитку, а поло-
вина — во вторую. Оба потока соединяются в диффузоре отвода и направляются
в нагнетательный патрубок насоса. •
Такая конструкция обеспечивает уравновешивание радиальных сил,
так как при наличии зоны высокого или низкого давления в одной: улитке
точно такая же зона дав-
ления будет находиться во
второй улитке в диамет-
рально противоположном
направлении.
Если предполагается,
что насос будет работать на
режимах, отличающихся
от оптимального, то при
расчете вала на прогиб
необходимо увеличить его
размеры, учитывая влия-
ние радиальных сил, если
эти последние силы не
уравновешены.
Приводим выводы, ос-
нованные на результатах
испытаний насоса с оди-
нарным спиральным отво-
дом, с двойным спираль-
ным отводом и с направ-
Рис. 59. Сравнение характеристик рабочего колеса с
одинарным спиральным отводом, с двойным спираль-
ным отводом и с направляющим аппаратом.
1 — одинарный спиральный отвод; 2 — двойной спиральный
отвод; 3 — направляющий аппарат.
ляющим аппаратом. 1
1. В одинарном спиральном отводе возникают большие радиальные силы
при работе насоса на подачах, больших или меньших норма льной подачи
/см. рис. 58).
2. В двойном
спипальном отводе радиальные силы значительно меньше,
чем в одинарном спиральном отводе.
3. При наличии направляющего аппарата радиальные
силы практически отсутствуют.
4. При двойном спиральном отводе производитель-
ность и к. п. д. немного увелпчи 1аются при Q > QBOpK
Рис. 60. Схема
уравновешивания
радиальных сил
путем смещения
спиральных отво-
дов на 180°.
(рис 59) по сравнению с одинарным спиральным отводом.
5. При направляющем аппарате характеристика Q—Я
становится менее стабильной и к. п. д. ухудшается для Q,
меньшего и большего (7норм.
Однако следует отметить, что конструкция с двойным
спиральным отводом усложняет литье. Для насосов малых
размеров ввиду трудности получения чистых и гладких
поверхностей не рекомендуется применять двойной спи-
ральный отвод.
В многоступенчатых насосах радиальные силы можно
также уравновесить путем смещения в каждой паре спи-
ральных отводов на 180° по отношению друг к другу. В этом случае каж-
дая пара спиральных отводов будет уравновешиьать друг друга (рис. 60).
Этот метод уравновешивания радиальных сил применяется в многоступен-
чатых насосах с колесами с односторонним всасыванием и четным числом
ступеней.
Если многоступенчатый насос имеет нечетное число ступеней, причем
Р. Г. Кнапп. Transactions ASME, 63, № 3, апрель 1941.
88
спиральный отвод
первая ступень состоит из колеса с двусторонним всасыванием, то радиальные
силы уравновешиваются следующим образом. Улитка для колеса с двусто-
ронним всасыванием первой ступени выполняется в виде двойной спирали,
а в последующих ступенях с колесами одностороннего всасывания радиальные
силы уравновешиваются путем смещения в каждой паре спиральных отводов
на 180° по отношению друг к другу.
Примерный расчет спирального отвода
Требуется рассчитать спиральный отвод к колесу, рассчитанному в при-
мере 2 главы V.
Рис. 61. Построение спирального отвода.
Скорость в спиральном отводе согласно уравнению (63), (по рис. 54)
для ns = 93 Кс = 0,4
ес -- 0,39 ] Л19,6 • 69 = 14,3 м/сек.
Площади сечений в спиральном отводе:
, О 0,085
Avin с — =0,0060 Л12; Яуп=7/8 Лу/п = 0,0053Л12;
Лу/ = 3/4 Аущ — 0,0045 .м2; Ау = е/8 Ау/ц = 0,0038 л/2;
Ajy = l/2 A yin = 0,0030 л»2; Aj// — s/a Ау///= 0,0023 лс2^
А// — 1/^ Ау/// = 0,0015 л<2; А/ — */8 Ау/// = 0,00075 Л12.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА
89
Рис. 62. Модельные сечения спирального отвода.
Диаметр начальной окружности DBa4 = DzKBa4; Аиач = 1,075 (рис. 54),.
VAd Риач = 0,242 • 1,075 = 0,260 м.
Величина раскрытия спирального отвода
р ____________________________ р ^нач
J^VHI — Лр—2-----' 2 " ’
при Ар = 1,78 (согласно рис. 54)
1,78-0,242 0,260 п пе„
Evin =------2----------2— = м'
эо
ПЕРЕВОДНЫЕ КАНАЛЫ
В
Принимаем -гт- — 1,7; тогда ширина спирального отвода В = 15,5 X
оа
X 2 • 1,7 = 52,8 мм\ округлая, принимаем В = 52 мм.
Согласно полученным данным вычерчиваем спиральный отвод (рис. 61
и 62). Для получения плавного сопряжения радиусов построения размеры
спирального отвода могут несколько изменяться против расчетных данных.
Следует отметить, что при расчете направляющего аппарата площадь
сечения на входе последнего определяется аналогично спиральному отводу
по формулам
с — Кс У 2 g Н м! сек
и
Л = ~ -и2-
Пои числе лопаток направляющего аппарата z площадь сечения между
двумя лопатками
а. = —- м2.
* Z
Площадь сечения на входе замеряется перпендикулярно лопаткам.
Отношение ~~ принимается равным 1,05—1,10.
и 2
Конструирование направляющих аппаратов рассматривается в гл а-
вах XXVIII и XXXVII.
ГЛАВА VIII
ПЕРЕВОДНЫЕ КАНАЛЫ
Для последовательного соединения каждой ступени многоколесного насоса
служат переводные каналы. Переводные каналы сое цппяют нагнетательную
спираль одной ступени насоса со всасывающей камерой последующей ступени.
Так как в нагнетательной спирали жидкость движется со сравнительно
большой скоростью, то в переводном канале скорость снижается до скорости
всасывающего подвода последующей ступени.
Эффективное преобразование скоростной энергии производится в прямых
диффузорах круглого сечеппя с углом расхождения 8—11°. Кроме того, для
уменьшения искажения потока во всасывающей камере насоса необходимо,
ч”обы все повороты в трубопроводе оканчивались на расстоянии, равном 8—
10 диаметрам подводящего трубопровода. Практически в переводном капале,
отлитом как одно целое с корпусом насоса, трудно достичь таких условий.
Приходится также снижать скорость потока па коротком участке, переводный
канал имеет несколько поворотов в пространстве прп соединении нагнетания
одной ступени со всасыванием последующей ступени. Таким образом, одновре-
менно происходят снижение скоростей и поворот потока с соответствующим
увеличением потерь.
Поэтому многоступенчатые однокорпусные насосы имеют часто перевод-
ные каналы, выполненные в виде U-образной трубы, присоединяющейся по-
средством фланцев к корпусу насоса. Если корпус отлит из стали, иногда
трубу приваривают к корпусу.
Преимущество выполнения переводных каналов в виде отдельной трубы —
легкий доступ для осмотра каналов и их очистки.
Очень часто снижение к. п. д., напора и расхода насоса является след-
ствием того, что ввиду трудности доступа к каналам переводные каналы не
очищаются от пригара, песка и даже железных каркасов стержней.
РАСЧЕТ НАСОСА ПО МЕТОДУ ПОДОБИЯ
91
При конструировании переводных каналов необходимо стремиться к вы-
полнению следующих условий.
1. Преобразовывать скоростную энергию потока, поступающего из нагне-
тательной спирали на прямом участке диффузора с углом 8—11°.
2. Иметь плавные повороты и низкие скорости.
3. Желательно обеспечить перед всасывающей камерой последующей
ступени прямой участок переводного капала для выравнивания потока.
4. Приближать сечение переводного канала по мере возможностик круглому,
избегая острых углов, так как круглая форма является в данном случае луч-
шей с гидравлической точки зрения, а также увеличивает прочность стенки
переводного капала по сравнению с плоской стенкой.
5. Увеличить на 10—20% (вследствие поджатия потока на поворотах)
площадь сечения в этих местах.
6. В переводных каналах необходимо предусматривать люки (диаметром
Зи—50 мм) для очистки от пригара, песка и т. д.
На рчс. 185 показаны метод конструированья переводного канала. На
рис. 3 показаны переводные каналы, выполненные в виде отдельных труб.
При конструировании переводных каналов многоступенчатых насосов
необходимо выдерживать минимальное расстояние между опорами вала,
а также для уменьшения потерь на преобразование энергии необходимо все
повороты проводить на сравнительно длшшых участках, чтобы обеспечить
плавность поворотов и небольшой угол конусности.
ГЛАВА IX
РАСЧЕТ НАСОСА ПО МЕТОДУ ПОДОБИЯ
Сложность турбулентного потока в рабочем колесе затрудняет получе-
ние общего решения расчета, а также получение характеристик насоса анали-
тическим путем без помощи опытных коэффициентов.
В пред лдущпх главах для насосов различной удрльпой быстроходности
дана методика расчета с применением уравнении гидродинамики и введением
в эти уравнения экспериментальных расчетных коэффициентов.
Однако если имеется уже испытанный цснтробепшый насос и требуется
изготовить новый насос большего пли меньшего размера при условии что ns
нового насоса равен проверенного насоса, то можно запроектировать насос, ’
который даст в точности требуемые! параметры на основании пересчетов по
методу подобия.
Метод подобия применяется также при изготовлении крупных насосных
агрегатов. В этом случае модельный насос всесторонне испытывают в лабора-
торных условиях и после того, как будут получены треб^ емые характеристики,
производят пересчет для большого насоса.
Следует отметить, что метод подобия служит для определения характери-
стик и размеров рабочих органов проектируемого насоса; для получения же
данных о механических качествах, кавитации, коррозии и т. д. требуются со-
вершенно другие расчеты.
Из уравнения
~ (68)
имеем, что Н пропорционален произведению двух скоростей, каждая из кото-
рых в свою очередь пропорциональна произведению nD. Таким' образом, ве-
личину напора можно выразить следующей зависимостью:
Н = Квт№. (69)
Э2
РАСЧЕТ НАСОСА ПО МЕТОДУ ПОДОБИЯ
Кроме того, производительность пропорциональна произведению ско-
рости на площадь:
Q = сгА, (70)
где А — площадь сечения канала лопатки, пропорциональная D2-
сг — меридиональная скорость, пропорциональная произведению nD.
Подставляя эти вс; [ичины в уравнение (70), получаем
Q = KQnD\ (71)
Пренебрегая влиянием размера насоса на гидравлический к. п. д., коэф-
фициенты Кн и Kq принимаем постоянными для данной удельной быстроход-
ности.
Таким образом, при сохранении подобия имеем
кв = н nW3 нг n3D3 (72)
Q nD3 ... <21 <2s _ П2-^23 - (73)
Из этого следует, что при увеличении всех линейных размеров насоса
в отношении - нат при постоянном числе оборотов существует зависимость
^МОД
N нат — 7Vмод
Если принять при пересчете Нмод = 7/нат, то сохраняется равенство ско-
ростей для модельного насоса и натуры. Очевидно, в этом случае число оборотов
уменьшается в том же отношении, в каком увеличиваются линейные раз-
меры:
пмод^мод _ ।
пнат^нат
Для сохранения полного подобия необходимо принять во внимание
закон Рейнольдса, согласно которому для обеспечения подобия потоков не-
обходимо во всех частях потока сохранять постоянным значение Re = .
Если мы пмеем для двух потоков постоянною кинематическою вяз-
кость v, то для удовлетворения закона Рейнольдса необходимо произвести
пересчет, сохраняя произведение
cD = const
или
^мод-^мод = ^нат^нат-
Однако для практических целей можно пренебречь влиянием числа Рей-
нольдса на характеристики Q—Н при пересчете насосов по методу подобия
для Re 5 • 104. В этом случае число Рейнольдса определяют по формуле
(148) (см. гл. XXII).
ИЗМЕНЕНИЕ ШИРИНЫ ЛОПАТНП
93
Изменение к. и. д. насоса можно определить путем расчета относительного
изменения для модели и натуры так называемых внешних потерь: щелевых
утечек, потерь на тренпе в подшипниках и сальниках, а также потерь на диско-
вое трение.
Изменение к. п. д. насоса, учитывая влияние шероховатости, можно
определить по формуле Муди
1—т] / D \т
'нат / ^мод ) /7д\
1 — г) \ D 1 ' '
'мод v -^нат >
где m = 0, если относительная шероховатость стенок каналов колеса и корпуса
подобна, п /л = 0,2, если абсолютная шероховатость каналов в обоих случаях
одинакова.
Подобие напряжений в материале для двух геометрически подобных на-
сосов имеет место лишь прп соблюдении условия
пмод -^мод — ^нат -^нат»
т. е. при равенстве давлений, создаваемых насосами; в противном случае на-
пряжения увеличиваются пропорционально давлению.
ГЛАВА X
ИЗМЕНЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Изменение ширины лопаткп
Уменьшение ширины колеса, не изменяя диаметра колеса и формы профиля
топатки (рис. 63), снижает расход, напор и к. п. д. насоса. Точка максимального
к. и. д. смещается в сторону уменьшенного расхода, причем перемещечпе
к. п. д. происходит практически по ng = const.
При уменьшении ширины колеса со стороны его
внутреннего диска производительность соответственно
изменяется и можно написать уравнение
где Ь2'—ширина обуженного колеса; Ь2—ширина* мо-
дельного колеса.
Ппипимаем для обоих колес
Рис. 63. Обужение
колеса.
ns' — ng = const;
тогда имеем
VQ' = VQ
Н'Ч* н3'*
= const;
решая уравнение относительно Н’, получаем величину напора для обужен-
ного колеса
76)
Величину напора H't прп нулевом расходе для обуженпого колеса можно
н'
определить по графику рис. 64, на котором представлена зависимость между
и степенью обужения колеса.
94
ИЗМЕНЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА
Ширину колеса со стороны внутреннего диска следует уменьшать тогда,
когда необходимо увеличить диаметр втулки колеса.
При обуженжя колеса точка максимального к. и. д. смещается по ns =
= const. Так же уменьшается абсолютная величина к. и. д. Уменьшение
к. и. д. для обуженного колеса можно принять равным
(77)
Рис. 64. Изменение напора при Q = 0 при
обужепии колеса.
При проектировании рабочих колее многоступенчатых насосов часто
необходимо увеличивать диаметр втулки колеса против диаметра втулки одно-
ступенчатого насоса.
Увеличение диаметра втулки
колеса необходимо из-за утол-
щения вала насоса для умень-
шения его прогиба.
Величина прогиба вала
зависит от расстояния между
центрами опорных подшипников,
которое увеличивается с увели-
чением числа ступеней насоса
и длины сальников. Согласно
кривым коэффициентов рис. 22
каждому значению ng соответ-
ствует вполне определенное
значение KD и KD , а еле-
е еэнв
довательно, и -Онт, причем изменение этих значений допускается лишь
в небольших пределах.
Поэтому для заданных Е>вт и KDg необходимо определить новее зна-
чение KDe или диаметра входа колеса De', которое будет отличаться от зна-
чений коэффициента KDe, приведенного на рис. 22-
Увеличение диаметра входа при сохранении постоянным внешнего
диаметра колеса _О2 уменьшает величину напора, создаваемого колесом,
вследствие увеличения угла атаки и искажения распределения скоростей
и давлений в межлопаточном пространстве.
Если в проектируемом насосе требуется увеличить втулку колеса в т
раз, то, сохраняя значение 2)с„кв, диаметр всасывающего отверстия ко-
леса De’ увеличивают и определяют по формуле
= + (78)
В этом случае коэффициент пересчета
К = ~ • (79)
Принимаем для колеса с диаметром входа De производительность Q п
напор Н; тогда для насоса с колесом, линейные размеры которого увели-
чены в К раз, имеющим диаметр входа De, производительность и напор
со ответствен по равны:
Q’ = QK3-, (80)
Н' = НК*. (81)
ОБТОЧКА ВНЕШНЕГО ДИАМЕТРА КОЛЕСА
95.
Далее, чтобы сохранить первоначальный расход Q, следует согласно
(1 \2 1
\ . Для обуженного колеса по фор-
муле (75) производительность колеса
Рис. 65. Характеристики колеса первой ступени насоса
8НД-10 X 5, л = 2950 o6)muh.
1 — Q — Н опытная; 2 — Q — ч опытная; 3 — Q — N опытная;
4 — Q — Н расчетная; S — Q— ч расчетная; 6 — Q — расчет-
ная.
(82)
а напор Н" по формуле (76)
Н" = Н' )2/з = Н'К11*
или, подставляя значение Н' из формулы (81),
Я" = НК*К1!* = Н. (83)
Затем определяют размеры рабочего колеса по методу подобья
(см. гл. IX). После того как колесо вычерчено, по полученным размерам
производят обужение лопатки до значения о2 = о2, а втулку колеса уве-
личивают до значения Явт = mD DT.
Примерный расчет дан в главе XXXI.
На рис. 65 приведены расчетная характеристика рабочего колеса первой
ступени насоса 8НД-10 X 5 и характеристика, построенная по данным лабо-
раторных испытаний. На рис. 66 нанесены расчетные характеристики насоса
6НГ-10 X 4 и результаты испытаний.
Во всех случаях расчетные и опытные кривые практически совпадают
и подтверждают правильность метода расчета автора.
Обточка внешнего диаметра колеса
Стачиванием внешнего диаметра рабочего колеса изменяют характеристику
и удельную быстроходность насоса.
При большой обточке диаметра колеса значительно изменяется отношение
Ч
-уу- и увеличивается п„ колоса, вследствие чего и напор насоса соответственно
уменьшается на большую величину, чем по расчету. К. п. д. тоже уменьшается,
так как при постоянных механических потерях в пешпппнпках и сальниковых
96
ИЗМЕНЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ РАЕОЧЕГО НОЛЕСА
Рис. 66. Характеристики насоса 6НГ-10Х4, п = 2950 об/мин.
1 — Q — Н опытная; 2 — О»— ч опытная; 3 — Q — N опытная;
4 —J3 — Н расчетная; б — Q — ч расчетная; 6 — Q — П рас-
четная.
уплотнениях полезная мощность насоса уменьшается пропорционально кубу
отношения диаметров колеса.
При стачивании внешнего диаметра колеса D2 характеристики насоса
при сохранении постоянного числа оборотов изменяются следующим образом:
(84)
(85)
(86)
(87)/
Посредством этих формул можно построить новые характеристики насоса
для пазличных значений внешнего диаметра рабочего колеса Dz.
Коэффициент полезного действия при пересчете на меньший диаметр
колеса уменьшается на 1% на каждые 10% обточки для насосов удельной бы-
строходности ns = 60—120 и на 1 % на каждые 4 % обточки для ns = 200—300.
Приведенные формулы пересчета можно применять при обточке внешнего
диаметра колеса для ns — 60—120 до Р' — 0,8Ра и для ns = 200—300 до
до Р; = 0,85 4- 0,9 Р2.
При большом стачивании колес к. п. д. уменьшается в большей степени.
Обточка колес с радиальными лопатками производится одинаково по всей
ширине лопатки (фиг. 67,а). Колеса с лопатками двоякой кривизны обтачивают
по двум диаметрам: по внутренней кромке лопатки стачивают до диаметраР'',
а по внешней кромке — до диаметра Р', причем Р' > Р'' (фиг. 67,6).
Диаметры Р' и Р" определяют сечениями радиальных плоскостей
(см. гл. V).
ИЗМЕНЕНИЕ УГЛА УСТАНОВКИ ЛОПАТКИ
97
Для насосов ng = 60—100 при обточке внешнего диаметра колеса до 0,9 Dz
кривая Q—Н пракз «чески совпадает с расчетной. Однако при обточке колеса
больше чем до 0,9 Dz опытная кривая Q—Н ложится ниже расчетной.
Для насосов ng = 200—280 при стачивании внешнего диаметра колеса
до 0,9 Dz опытная кривая Q—Н соответствует теоретической при обточке
0,86 Dz, а прп стачивании до 0,85 Dz опытная кривая Q—Н соответствует тео-
ретической при обточке 0.79 Dz. В этом случае в расчетах Dz = — 2 .
С гачивапие лопаток со стороны входа не рекомендуется, так как в этом
случае уменьшается к. п. д. насоса, а также ухудшается всасывающая спо-
собность колеса.
Рис. 67.
а — обточка колеса с радиальными лопат-
ками; б — обточка колеса с лопатками дво-
якой кривизны.
Рис. 68. Утонение лопаток на
выходе из колеса.
Путем утонения лопаток рабочею колеса с тыльной стороны можно не-
сколько увеличить производительность и к . п. д. насосов при низкой удельной
быстроходности (рис. 68).
Изменение угла установки лопатки
Изменением угла установки лопаткп, сохраняя профиль лопатки, можно
достигнуть уменьшения производительности и напора при почти постоянных
к. п. д. п удельной быстроходности.
Прп изменении угла наклона лонаткп или угла на выходе на 8—10° произ-
водительность изменяется в пределах 20—30% п соответственно напор — в пре-
делах 7—10%.
Из этого следует, что по кривым коэффициентов рис. 22 определяют ра-
циональные профили лопаток для различных удельных быстроходностей, и,
изменяя нормальный угол установки для найденного профиля, можно изме-
нить характеристики насоса в указанных выше пределах.
Очевидно, с увеличением утла наклона производительность насоса увели-
чивается в большей степени, нежели напор, и характеристика Q—И стано-
вится более пологой, в то время как к. и. д. п ng почти но изменяются. Прп
уменьшении угла наклона производительность и напор уменьшаются, а кру-
тизна кривой Q —Н увеличивается.
Изменение ns путем уменьшения числа лопаток
Применение колес для малых расходов п больших напоров ограничено
вследствие отсутствия колес рациональной конструкции для ns < 60.
Колеса низких удельных быстроходностей требуют длинных узк1 х ка-
налов для колеса большого диаметра, что представляет большие трудности
в изготовлении, снижает гидравлический к. п. д. колеса при больших диско-
вых потерях.
7 Заказ 234.
98
УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
Однако если принять нормально запроектированное колесо со значением
zzg = 60—70 и числом лопаток z = 8, а вырезать шесть лопаток, то теорети-
чески расход уменьшится в четыре раза, a ns в |/4, т. е. в два раза, и можно по-
лечить ng = 30—35, обеспечивая нормальную ширину колеса (рпс. 69). С дру-
гой стороны, благодаря уменьшению числа лопаток поверхность соприкасания
колеса с жидкостью уменьшится с соответственным уменьшенном дисковых
потерь.
Спиральный корпус насоса должен быть рассчитан па хменьшеппую про-
изводительность колоса согласно методике, изложенной в главе VII. Для высо-
ких напоров насосы с двухлопастными колесами могут быть многоступенчатыми.
Рис. 69. Двухлопастное колесо п s= 30—35.
Прп достаточно жестком вале колесо может быть выполнено одполопастпым,
в этом случае z?g = 17—20. Для многоступенчатой конструкции однолопастпыс
колеса следует устанавливать в шахматном порядке.
Исследования, проведенные на непитательной станции Гпппонефтемаш,
показали, что двухлопастные колеса (см. рис. 69) имеют более высокий к. п. д.,
чем колеса вихревого типа. Так, например, при Q — 25 м3/час и Н = 110 м
т] — 43%, Г)2 — мм- ^2 = 9-5 мм' п = 2950 об'мин.
ГЛАВА XI
УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
Возникновение осевого давления
Осевое давление в центробежном насосе в основном возникает: а) вследствие
отсутствия симметрии в рабочем колесе с односторонним всасыванием и б) вслед-
ствие изменения направления скорости в колесо.
В первом слу чао осевое давление возникает потому, что задний диск колеса
имеет большую площадь, на которую воздействует давление, создаваемое коле-
сом, чем передний диск.
Величина осевого давления в этом случае направлена в сторону всасыва-
ния и равна
(88У
Р = -^(7Я-^2) н3.
РАЗГРУЗИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ В ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ НАСОСАХ
99
Здесь 7)ср — сродниц диаметр уплотнения в см; dB—диаметр вала в см;
Н3—напор в кГ см- \ Dcp; Р—осевая сила в кГ, Н3 = 0,6 Н для ns =
= 60 и Н3 = 0,8Н для ns = 200 (см. гл. XII).
Величина осевой силы, возникающая вследствие изменения направления
скорости,
Р = kmv — k „ Qce, (89)
где /с — опытный коэффициент, он уменьшается с увеличением удельной
быстроходности колеса и делается приблизительно равным единице для низких
ns. В этом случае осевая сила Р действует в направлении, противоположном
всасыванию.
Следует отметить, что разгрузка осевого давления разгрузочными гид-
равлическими устройствами или восприятием осевого усилия механическим
способом сопряжена с потерями. В первом случае имеются потери на утечки,
во втором — потери на трение в упорном подшипнике.
Разгрузка осевого давления в одноступенчатых насосах
Осевое усилие, возникающее вследствие отсутствия симметрии в односту-
пенчатом насосе, может быть ликвидировано следующим образом.
1. Применением в рабочем колесе двустороннего всасывания.
2. Перепуском утечки, проходящей через уплотнительные кольца обратно
во всасывание. В этом случае площадь сечения разгрузочной (перепускной)
трубы должна быть не менее чем в четыре раза больше площади зазора между'
уплотнением колеса и корпусом насоса (рис. 70). Так как разгрузочная труба
присоединяется к всасывающей камере, то сальник на нагнетательной стороне
находится под давлением всасывания.
3. Устройством отверстий во втулке рабочего колеса. Отверстия выравни-
вают давление по обе стороны рабочего колеса. Площадь сечения всех отвер-
стий должна быть не менее чем в четыре раза больше площади сечения зазора
между уплотнениями рабочего колеса и корпуса насоса (рис. 71). При этом
уравновешивании сил осевого давления к. п. д. насоса снижается на 4—6%
(рис. 72). Снижение к. п. д. является результатом попадания встречной струи
жидкости из отверстий с потоком жидкости, поступающим во всасывание ко-
леса. Поэтому предпочтительно выполнять разгрузку осевого давления посред-
ством перепускной трубы (рис. 70).
Практически разгрузка осевого давления посредством отверстий нс может
быть осуществлена полностью, и в зависимости от диаметра отверстий величина
осевого давления равна от 10 до 20% осевого давления, возникающего при
отсутствии разгрузки.
4. Установкой радиальных ребер на заднем дпеке колеса. «Величина раз-
грузки в этом случае завпепт от длины и высоты ребер, а также от величины
зазора между ребрами л стационарной стенкой корпуса насоса.
Этот метод разгрузки требует большей затраты мощности. Однако при
сравнении увеличения мощности в связи с применением радиальных ребер
с мощностью, затрачиваемой на утечку и искажение потока при наличии раз-
грузочных отверстий, в большинстве случаев первый метод разгрузки дает
несколько лучшие показатели.
Недостатком радиальных ребер является невозможность обработки зад-
ней стенки колеса при наличии литых ребер, трудность установки колеса
в корпусе с небольшим зазором между вращающимися ребрами колеса и стен-
ками корпуса. Кроме того, необходимо в каждой конструкции для разгрузки
сил осевого давления определять размеры ребер экспериментальным путем.
7*
100
УРАВНОВЕШИВАНИЕ сил осевого давления
Разгрузочные ребра могут быть сконструированы так, чтобы силы осевого
давления были полностью или частично разгружены.
5. Восприятием осевого давления упорным подшипником. Последний
метод с точки зрения повышения к. п. д. насоса наилучший, так как затрата
мощности в этом случае незначительна вследствие сравнительно н иного коэф-
фициента трения упорных подшипников.
В заключение следует отметить, что всякое устройство для снижения
осевых сил колес с односторонним всасыванием сопровождается теми или
иными потерями с соответствующим снижением к. п. д. насоса.
РАЗГРУЗКА ОСЕВОГО ДАВЛЕН ПЛ В МНОГОСТУПЕНЧАТОМ НАСОСЕ
101
Рис. 71. Разгрузка осевых усилий при помощи
отверстии
Рис. 72. Характер истина насоса
ЗНК.
1 — отверсич во втулке ваСочего
колеса; 2 — без отверстий.
Разгрузка осевого давления в mhoi осту пенчатом насосе
Уравновешивание осевых сил в многоступенчатых насосах сложнее, чем
в одноступенчатом.
Уравновешивание осевого давления в многоступенчатом насосе произво-
дится в основном одним из трех методов.
Рис. 73. Разгрузочный барабан
7 — разгрузочный барабан; 2 — разгрузочная камера; 3 — сальник; 4 —
набпвна; 5 — гильза вала; 6 — нажимная втулка; 7 — колесо последней
ступени.
1. Применением разгрузочного барабана, который представляет собой
удлиненное уплотнение цилиндрической формы, вращающееся вместе с валом
между рабочим колосом последней ступениш разгрузочной камерой (рис. 73).
Разгрузочпып барабан в этом случае выполняет две функции: разгружает
давление па сальник и уравновешивает осевые усилия. Вал закрепляется
в упорных подшипниках таким образом, чтобы препятствовать передвижению
вала в осевом направлении.
102
УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
Для уменьшения утечки в разгрузочную камеру между вращающимся
барабаном и неподвижной втулкой радиальный зазор делают возможно мень-
шим: от 0,25 до 0,3 мм на сторону.
Ввиду разности давления на торцевые поверхности разгру зочпого барабана
уравновешивающая сила равна
n P^d^-d^n P^dJ-d^n
4 4
где обозначения соответствуют рис. 73.
Трубка, отводящая утечку из разгрузочной камеры во всасывание или
в емкость низкого давления, должна быть достаточной величины, чтобы отво-
дить жидкость без заметного повышения давления в разгрузочной камере.
j Подбором диаметров с?6 и dB можно
Рис. 74. Разгрузочный барабан лабиринт-
ного типа.
1 — колесо последней ступени, 2 — разгрузочная
камера; з — разгрузочная трубка.
снизить величину осевого давления
до любого значения
Полное уравновешивание сил
осевого давления возможно только
для нормального режима насоса.
Прп уменьшении расхода против
нормального уравновешивание
нарушается п возникает осевое
давление1 в сторону всасывания.
а при увеличении расхода против
нормального осевое давление может
изменить направление и деиство-
вась в противоположную от всасы-
вания сторону.
) (ля уменьшения утечки между барабаном и стационарной втулкой ради-
альный зазор должен быть минимальным. Одназ.о слишком малый зазор может
вызвать заедание сопряженных деталей, особенно при перекачке горячих
жидкостей.
С увеличением длины барабана и втулки уменьшается мочка, и вместе
с том удлинение барабана влечет за собой увеличение расстояния между под-
шипниками. Поэтому иногда барабан и втулку выполняют в виде; лабиринта,
что значительно уменьшает величину утечки с одновременным уменьшением
длины барабана (рис. 74).
Вследствие того что разгрузочный барабан не дает полного уравновеши-
вания осевых сил при всех режимах работы насоса, необходимо установить
радиально-упорный шарикоподшипник или упорный подшипник сегментного
типа,
2. Другим способом уравновешивания осевых сил является применение
уравновешивающего диска (рис. 75, а). Между1 уравновешивающим диском
и неподвижной втулкой корпуса насоса имеется осевой зазор.
Если ротор насоса движется под влиянием осевой силы влево, то осевой
зазор уменьшается, что влечет за собой уменьшение давления в разгрузочной
камере, и ротор прекращает дальнейшее передвижение. Однако коз-да осевая
сила ротора направлена вправо, осевой зазор начинает увеличиваться, в
результате чего утечка в разгрузочную камеру увсличиззастся, давление в пей
возрастает и дальнейшее продвижение ротора прекращается.
Недостатком этого метода уравновешивания осевых сил является сни-
жение к. п. д. насоса вследствие больших потерь па утечку при увеличении
осевого зазора, который является переменной величиной. Кроме того, пере-
менный режим в разгрузочной камгре меняет давлении на набивку сальника,
что также нежелательно.
РАЗГРУЗИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ В МНОГОСТУПЕНЧАТОМ НАСОСЕ
103
Необходимость свободного перемещения ротора в обоих направлениях
усложняет конструкцию, так как, чтобы лимитировать осевое перемещение
нотора в обо стороны, необходимо установить упорные подшипники с пружи-
нами, которые одновременно могли бы обеспечить передвижение ротора в за-
данных пределах и (при отсутствии давления в насосе) минимальный осевой
зазор между вращающимся диском и неподвижной втулкой корпуса в пределах
0,5—1,0 мм.
Контакт между плоскостями дпека и втулки может повредить шлифован-
ные поверхности и вывести из строя уравновешивающее у стройство. Кроме того,
при отсутствии упорного подшипника рабочие колоса могут упереться в стенки
корпуса насоса и последний может полечить серьезные повреждения.
Первый недостаток — чрезмерную утечку — можно устранить, комби-
нируя разгрузочный диск с барабаном (фиг. 75,6)
Рлс. 75.
а — уравновешивающий диск; б —> уравновешивающий диск с барабаном.
Величина утечки в этом случае контролируется величиной радиального
зазора между барабаном и втулкой и зависит от износа этих поверхно-
стей.
3. В современных конструкциях многоступенчатых насосов для уравно-
вешивания спл осевого давления применяется двустороннее расположение
всасывающих отверстий рабочих колос.
На рис. 76 показаны типовые выполнения многоступенчатых насосов
с двусторонним расположением всасывающих отверстий рабочих колес.
Каждый тип конструкции имеет свои преимущества и недостатки, и от
выбора того пли иного расположения рабочих колес зависят величина утечки
между ступенями насоса через радиальные зазоры уплотнений ротора и кор-
пуса насоса, величина давления на салышки, сложность отливки корпуса
насоса, габариты насоса и плавность переводных каналов насоса.
На рис. 76, а и б ступени насоса расположены так, что один сальник на-
ходится под давлением всасывания, а другой — под давлением, равным сумме
давлений первой ступени и давлению на всасывание.
Недостатком этой конструкции является то, что подводящие каналы между
ступенями имеют большую длину и находятся один над другим. Такое распо-
ложение переводных каналов усложняет отливку корпуса насоса и затрудняет
очистку каналов от пригара и земли. ‘ Кроме того, при сложности отливки
трудно избежать протекания жидкости между каналами.
На рис. 76, в давление на напорном сальнике равно полному давлению,
создаваемому насосом, уменьшенному на величину давления одной ступени.
В этом случае для снижения давления на сальник необходимо применять раз-
грузочное устройство. Разгрузочное устройство состоит из вращающегося
104
УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ
барабана п неподвижной втулки (рис. 73). В этой схеме назначение барабана
состоит в разгрузке давления на сальник, а не в уравновешивании осевого
давления, поэтому барабан может быть выполнен небольшого диаметра.
Рис. 76, г является компромиссом между предыдущими схемами. Здесь
осуществляется, с одной стороны, частичное снижение давления у напорного
сальника, с другой стороны, упрощение конструкции переводных каналов
корпуса насоса. Однако недостатком этой схемы является наличие перепада
между третьей и шестой ступе-
нями, а также необходимость при-
менения разгрузочного устройства,
тал как давление па напорный
сальник равно половине полного
давления, создаваемого насосом.
Ввиду того что всасывающие
отверстия рабочих колес двух
ступеней находятся близко друг от
друга, будучи направлены в одну
сторону, переводные каналы, соеди-
няющие нагнетание одной ступени
со всасыванием рядом расположен-
ной ступени, выполняются с кру-
тыми поворотами, и преобразо-
вание скоростного напора осуще-
ствляется на коротком участке.
Кроме того, при износе уплотняю-
щих колец и втулок между третьей
и шестой ступенями перепад давле-
ния в этом месте, равный давле-
нию трех ступеней, создает быстро
возрастающую утечку.
Кроме того, в этом случае
уплотнение расположено внутри
насоса, что делает невозможным
_____________ „ - регулирование утечки, а смена
Рис. 7Ь. Схемы расположения рабочих колес 1 1 - -
в многоступенчатых насосах. изношенных втулок влечет за собой
полный демонтаж ротора и всего,
насоса.
В схеме рис. 76, в при износе уплотнений можно уменьшить величину
утечки путем дросселирования вентиля на разгрузочной трубе с соответствен-
ным повышением давления в разгрузочной камере и у сальника.
Проанализируем приведенные четыре схемы расположения ступеней на-
соса для сравнения величины щелевых утечек. Величина утечки определяется
уравнением Qy=CyA] 2gHs (см. гл. XII).
Обозначим площади, образуемые щелевым зазором со стороны всасывания,
через А1г А2, >13 и т. д., а площади, образуемые щелевым зазором со стороны
ступицы колоса, через А/, АА, As' п т. д. Примем для простоты равенство пло-
щадей
^1 = -^2 = -А3 =
и
Аг = As = А3 — .
Кроме того, примем Су — const независимо от перепада давления; тогда
для схемы рис. 76, а величина суммарной уточки
^y = (6A + 6,0A')cy| 2Ж;
РАЗГРУЗКА ОСЕВОГО ДАВЛЕНИЯ В МНОГОСТУПЕНЧАТОМ НАСОСЕ
105
для схемы рис. 76, б
Qy = (6 Аг + 6,8 Л/) Су /2^7;
для схемы рис. 76, е
(2У = (6Л1 + 7,2Л1')СУ1 2gH3-
для схемы рис. 76, г
Qy = (6 А + 3,5 Л/)ГУ| 2Ж-
Для всех случаев принято, что напорный сальник разгружен до дав тения ,,
равного давлению всасывания первой ступени.
Таким образом, первые три схемы дают почти одинаковые величины утечек.
Схема рис. 76, г даст несколько меньшую уточку.
Однако ввиду указанных
выше недостатков схем
рис. 76, а, б, и а в отечествен-
ном насосостроснии для горя-
чих нефтяных высоконапор-
ных насосов принята схема
рис. 76, в.
В многоступенчатых на-
сосах при двустороннем рас-
положении всасывающих от-
верстий рабочих колес осевое
давление по уравновешивается
полностью, если вал имеет
переменное сечсппс, а уплот-
няющие кольца всех ступеней
имеют одинаковый диаметр.
Подбором соответствующих
диаметров уплотняющих
колец можно значительно
снизить или полностью
уравновесить осевые силы.
Подробный расчет приве-
ден в главах XXIII и XXXI.
Эти расчеты были произведены
без учет а осевой силы, возни
кающей вследствие изменения
нефтяной промышленности в
Рис. 77. Влияние износа втулок и уплотнительных
колец многоступенчатого насоса па увеличение осе-
вых усилий и на характеристику насоса.
Сплошные линии — нормальные зазоры; пунктирные линии
изношенные втулки и уплотнительные кольца.
направления скорости. Так как насосы для
основном предназначаются для сравнительно
небольшой производительности, то и величины Q и се, входящие в уравнение-
(89), сравнительно малы.
Кроме того, насосы большой производительности выполняются с двойным
всасыванием, и в этом случае результирующая всех осевых сил равна пулю.
Следует отметить, что в многоступенчатых пас осах с двусторонним распо-
ложением всасывающих отверстий колос при изменении производительности
нарушается уравновешивание сил осевого давления.
Это вызвано тем, что вследствие отсутствия полной идентичности литых
каналов каждой ступени насоса напоры, создаваемые каждой ступенью нас,оса,
несколько отличны, причем это неравенство напоров увеличивается с измене-
нием производителыюсти насоса. Поэтому7 всегда необходимо устанавливать
у порный подшипник для восприятия слу чайных сил осевого давления.
С износом уплотняющих колец и с увеличением утечки между7 ступенями
насоса увеличиваются силы осевого давления до шести и более раз против ою-
вого давления в насосе с нормальными зазорами в уплотнениях (рис. 77).
Вследствие этого необходимо у порный подшипник брать не мопсе чем с четырех
кратным запасом.
•106
ЩЕЛЕВЫЕ УТЕЧКИ
ГЛАВА XII
ЩЕЛЕВЫЕ УТЕЧКИ
Возникновение щелевых утечек
Разность давлений по обеим сторонам зазора является причиной пере-
текания жидкости. Перетекание жидкости в насосе называется щелевой утеч-
кой и выражается потерей производительности насоса. Суммарная величина
утечек, приведенная к одному колесу, определяет объемный к. п. д. насоса,
который может быть выражен уравнением
Чем ниже быстроходность насоса и чем меньше производительность при
равных напорах, тем больше в процентном отношении величина потерь в ще-
лсвы к уточках.
При конструировании нефтяных насосов особое внимание должно уде-
ляться методам снижения щелевых утечек, так как большинство нефтяных
насосов относится к насосам низкой удельной быстроходности, для которых
потери на у течки являются чувствительным фактором.
Щелевые утечки возникают: 1) между нагнетательной каме*рой рабочего
колеса и всасывающей камерой: 2) между рядом расположенными ступенями
многосту пеичатого насоса: 3) в разгрузочном устройстве; 4) в сальнике.
Величина щелевых утечек
Величина уточки определяется по формуле
= Wh, (91)
где Qy — утечка в м^/сек', 1 — площадь сечения зазора в л«2, -1 = л7)срх;
Н3— разность давлений по с беим сторонам зазора в м; Су—коэффициент
утечки; Dcp—средний диаметр зазора в м; s—ширина зазора в м. Обозиа-
тепия соответствуют рпс. 79-
Коэффициент утечки Су зависит от ширины зазора s, напора II3, формы,
длины и состояния поверхности уплотнения.
Разность давлений по обеим сторонам зазора Н3 меньше напора 77, со-
здаваемого колесом, вследствие вращения жидкости между внешними стопками
рабочего колеса и корпусом насоса.
Чем больше отношение пли чем меньше удельная быстроходность
е Н3
колеса, тем меньше отношение —— .
Для ns = 60 следует принять 773 = 0,6 77, а для z?s = 2(.O 773=0,8 77.
Типы уплотнительных колец
Чтобы предотвратить чрезмерные уточки, на колосе и в корпусе насоса
устанавливают уплотнительные сменные кольца.
Уплотнительные кольца в основном выполняются четырех тппов: 1) пло-
ские (рис. 78, о); 2) тина угольника (рис. 78, б и 79); 3) типа однорядного
лабиринта (рис. 78, в); 4) типа двухрядного лабиринта (рис. 78, г).
Наиболее просты в изготовлении плоские кольца. Коэффициент утечки
Су колец этого типа равен 0,4—0,5 при зазоре в щели s = 0,3 мм на сторону.
ВЕЛИЧИНА ЗАЗОРА В УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ КОЛЬЦАХ
107
Кроме высокого коэффициента утечки, недостатком плоских колец является
то, что струя жидкости, выходя из щели с большой скоростью, имеет напра-
вление, противоположное основному потоку жидкости во всасывающем от-
верстии колеса, и создаст перед входом в колесо завихрения.
Вследствие вьк окого значения коэффициента утечки плоские кольца
применяются только для ипзкоиапормых насосов.
Кольца, выполненные в виде угольника, имеют осевой зазор sr шириной
3—7 мм, т. е. значительно больше, чем радиальный щелевой зазор s. Поэтому
скорость утечки при повороте потока на 90" уменьшается, и струя жидкости,
попадающая с небольшой скоростью в основной поток во всасывании под
углом 90°, создаст меньшие завихрения, чем в плоских кольцах.
Рис. 79. Направление потока
в уплотнительном кольце типа
угольника.
Рис. 78. Типы уплотнительных колец.
Коэффициент утечки Су для уплотнения этого типа равен 0,35—0,45
прп зазоре в щели х = 0,3 мм па сторону.
Наилучшпм типом уплотнительных колец являются лабиринтные; пх
следует применять для насосов низкой удельной быстроходности. В лабиринт-
ных уплотнениях, так же как и для уплотнения в виде угольника, скорость
утечки уменьшается при прохождении жидкости через торцевой зазор s,.
В этом случае поток утечки создаст меньшие завихрения (рис. 79).
Для однорядных лабиритных колец коэффициент утечки Су = 0,18—0,24
при зазоре s = 0,3 мм (рис. 78, в). Для двухрядных лабиринтных колец
коэффициент у точки Су = 0,15—0,20 прп зазоре s ~ 0,3 мм на сторону'
(рис. 78, а).
Выточка кольцевых канавок в уплотнительных кольцах шириной 1,5—
2 мм и глубиной 1—1,5 мм уменьшает коэффициент утечки Су на 20—30%.
Величина зазора в уплотнительных кольцах
Величину радиального зазора в уплотнительных кольцах при перекачке
холодных нефтепродуктов можно принять: для De л 100 мм, s = 0,25 мм и
для 1)е > 100 мм
х : 0,25 4- {De — 100) 0,001 мм. (92)
Для перекачки жидкостей прп t > 200° величина зазора будет:
щя De 100 мм, s = 0,30 мм п для 1)е > 100 мм
s = 0,30 + (£>е — 100) 0,001 мм.
(93)
При наличии зазоров, меньших вычисленных по приведенным выше
формулам, может произойти заедание в уплотнительных кольцах.
Следует отмстить, что с увеличением зазора щели коэффициент утечки
Су увеличивается приблизительно в отношении
С' = Cv
(94)
ВЕЛИЧИНА ЗАЗОРА В УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ КОЛЬЦАХ
107
Кроме высокого коэффициента утечки, недостатком плоских колец является
то, что струя жидкости, выходя и< щели с большой скоростью, имеет напра-
вление, противоположное основному потоку жидкости во всасывающем от-
верстии колоса, и создает перед входом в колесо завихрения.
Вследствие высокого значения коэффициента утечки плоские кольца
применяются только для ннзкоиапорных насосов.
Кольца, выполненные в виде угольника, имеют осевой зазор Sj шириной
3—7 мм, т. с. значительно больше, чем радиальный щелевой зазор s. Поэтому"
скороегь утечки при повороте потока па 90° уменьшается, и струя жидкости,
попадающая с небольшой скоростью в основной поток во всасывании под
углом 90°, создает меньшие завихрения, чем в плоских кольцах.
Рис. 78. Типы уплотнительных колец.
Рис. 79. Направление потока
в уплотнительном кольце типа
угольника.
Коэффициент утечки С'у для уплотнения этого типа равен 0,35—0,4с
при зазоре в щели я = 0,3 мм па сторону.
Наплучшпм типом уплотнительных колец являются лабиринтные; их
следует применять для насосов низкой удельной быстроходности. В лабиринт-
ных уплотнениях, так же как и для уплотнения в виде угольника, скорость
утечки уменьшается прп прохождении жидкости через торцевой зазор s,.
В этом случае поток утечки создает меньшие завихрения (рпс. 79).
Для однорядных лабиритных колец коэффициент утечки Су = 0,18—0,24
при зазоре s = 0,3 мм (рис. 78, в). Для дву хрядпых лабиринтных колец
коэффициент у течки С'у = 0,15—0,20 прп зазоре s ~ 0,3 мм на сторону
(рис. 78, г).
Выточка кольцевых канавок в уплотнительных кольцах шириной 1,5—
2 мм п глубинок 1—1,5 мм уменьшает коэффициент утечки Су на 20--30%.
Величина зазора в уплотнительных кольцах
Величину радиального зазора в уплотнительных кольцах при перекачке
холодных нефтепродуктов можно принять: для De 100 мм, s = 0,25 мм и
для De > 100 мм
s =. 0,25 4- (/% — 100) 0,001 мм. (92)
Для перекачки жидкостей прп t > 200° величина зазора будет:
для De 100 мм, s = 0,30 мм и для De > 100 мм
s = 0,30 4- (£>е — 100) 0,001 мм.
(93)
При наличии зазоров, меньших вычисленных по приведенным выше
фюрмулам, может произойти заедание в уплотнительных кольцах.
Следует отметить, что с увеличением зазора щели коэффициент утечки
Су увеличивается приблизительно в отношении
r' = Cv (94)
108
ЩЕЛЕВЫЕ УТЕЧКИ
Расчет величины щелевых утсчч;
Величину утечки можно определить также по х равнению1
(?у = Су.4]/2^;,
где
су= |Л—-2_= _
/^/^+1,5+1.12
Для ламинарного режима, т. е. для
Re = _2sc 2320,
V
96
/лам— Не
Для турбулентного режима, т. е. для
Re = —>2320,
V
. _ М27_
/туро Rel/4
(95)
(96)
(97)
(98)
Здесь Qy - величина у течки в м^/сек', Су — коэффициент утечки; П3 —
величина напора у зазора в м; Л — площадь сечения зазора в .ч2; Л — коэф-
фициент трения; L — сумма длин отдельных участков зазора шириной 8 влц
s — ширина зазора в м; с —- < корпеть потока в зазоре в м/сек (с = Cyj/2gff3 );
v — кинематическая вязкость в м2/сек (для воды v = 10-6 м2/сек)\ z — число
канавок (для гладких уплотнений z = 0). Применение канавок нерационально
при числах Рейнольдса, меньших 550 и больших 15 500.
Уплотнения для жидкостей, содержащих абразивные частицы
В устарелых конструкциях центробежных насосов уплотнение выпол-
нялось по окружности рабочего колеса.
Недостатками такого уплотнения являются: 1) увеличение утечки, так как
площадь зазора па диаметре Ds рабочего колеса больше площади зазора па
диаметре De, особенно для насосов низкой удельной быстроходности; 2) уве-
личение гидравлических потерь вследствие стеснения потока па выходе из
рабочего колеса; 3) невозможность изменять характеристики пасоса путем
обточки колес.
Одпако уплотнение этого типа в комбинации с осевым применяется для
землесосов и фекальных насосов, чтобы предотвратить попадание твердых
тел между стенками рабочего колеса и улитки.
При перекачке абразивных жидкостей применяется уплотнение в осевом
направлении, которое по мере износа подтягивается, сохраняя таким обра-
зом надлежащий зазор.
Осевое уплотнение применяется для землесосов, песковых насосов,
баггерпых насосов, а также для погружных насосов типа Рода и в некоторых
типах артезианских насосов для перекачки воды.
1 Пфлейдерер. Центробежные и пропеллерные насосы. О11ТИ, 1937.
ВЛИЯНИЕ ВЯЗКОСТИ ЖИДКОСТИ НА УТЕЧКИ
109
Износ уплотнении
Износ уплотнения влияет на работу насоса, снижая производительность,
напор и к. и. д. насоса. Вообще износ уплотнения пропорционален квадрату
разности давлении по обеим сторонам зазора.
Максимально допустимый зазор вследствие износа уплотнительных колец
можно принять (все размеры в мм)
S = 0,3 + 0,004 De.
При пол} чеппи большего -зазора необходимо сменить уплотнительные
кольца.
Уплотнительные кольца на рабочем колесе изготовляют из более твердого
металла, чем уплотнительные кольца корпуса насоса, так как последние легче
сменяются при ремонте.
Влияние вязкости жидкости на утечки
Из формул (96—98) видно, что коэффициент утечки Су для турбулентного
В,—
режима пропорционален у v, а для ламинарного режима пропорционален
\ 'rv. Отсюда видно, что уменьшение вязкости жидкости прп перекачке горя-
чих нефтепродуктов и сжиженных нефтяных газов мало влияет па увеличение
коэффициента утечки. Что же касается вязких нефтепродуктов, то щелевая
утечка может оказаться в ламинарном режиме, и в этом случае увеличение
коэффициента утечки с соответствующим увеличением объемного к. п. д.
будет заметным.
ГЛАВА XIII
ПОТЕРИ НА ДИСКОВОЕ ТРЕПКЕ
Между боковыми стенками корпуса пасоса и дисками рабочего колеса
имеется пространство, заполненное жидкостью. Прп вращении колоса частицы
жидкости приобретают вращательное движение и одновременно перемещаются
к периферии колеса. Чем меньше пространство между вращающимися дисками
и неподвижными стенками, тем больше энергии сохраняют частицы жидкости
и тем меньше затрачиваемая мощность на циркуляцию.
Потери па дисковое трение являются самыми значительными механиче-
скими потерями, особенно для насосов низкой удельной быстроходности.
Момент, необходимый для вращения двух сторон диска в жидкое т и, для
турбулентного пограничного слоя равен
M = (99)
для ламинарного пограничного слоя
М = KD* -3'- . (100)
2 g 2 НеЧв V 7
где М—момент в кГм\ у— вес 1 м? жидкости в кГ\ g—ускорение силы
тяжести в mJcck2'. D2 — внешний диаметр диска в .и; к2 — окружная скорость
диска в м[сек\ Re — число Рейнольдса, равное . где и2 взято в см/сек,
Dz — в см, v — в см?[сек\ К — коэффициент для двух сторон диска рабочего
110
МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМ АН НАСоСОМ ПРИ Q-0
колеса, вращающегося в корпусе насоса. Для турбулентного пограничного
слоя К = 0,021, для ламинарного — К = 0,51.
В этом уравнении нс учитывается влияние всасывающего отверстия в ко-
лесе и ширины колеса на дисковое трение. Однако этп величины сравнительно
малы, и их влияние на потери на дисковое трение пезначительно. Кроме того,
увеличение дискового трепня, связанное с шириной колеса, и уменьшение
дискового трения, связанное с диаметром всасывающего отверстия, до не-
которой степени компенсируют друг друга.
Критическая величина Re для данной формулы равняется 105.
Мощность, затрачиваемая на дисковое трение с двух сторон диска,
7V = ——
716,2
(101>
где N — мощность вл. с.; п — число оборотов в минуту.
Потери па дисковое трение сравнительно велики (рпс. 7), особенно для
насосов низкой удельной быстроходности (п& <_ W0).
Многочисленные опыты показали, что потери па дисковое трепне увели-
чиваются при увеличении зазора между вращающимися диском п стационар-
ным кожухом и сильно зависят от шероховатости стенок кожуха и дисков.
Так, например, покрытие краской шероховатых чугунных стенок кожуха
уменьшило потери на дисковое трение до 20%; настолько же уменьшились,
те же потери на дисковое трение (до 20%) от полировки дисков.
ГЛАВА XIV
МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ НАСОСОМ, ПРП Q = 0
Прп уменьшении расхода против нормального появляются вторичные
течения, которые искажают главней поток и при расходе, равном нулю, рас-
пространяются по всему рабочему
колесу.
Согласно Шпанхаке 1 прп
уменьшенных расходах возникают
кольцевые вихри (рпс. 80). Оче
видно, в осевом пасосе воздействие
колеса на возникновение кольце-
вых вихрей выражено сильнее, чем
в полуосевых пли рабочих колесах
с радиальными лопатками.
Таким образом, чем больше
отношение пли чем большей ,
тем глубже зона образования
кольцевых вихрен и рабочее колесо
Рис. 80.
а — кольцевые круговороты в диагональном колесе
прп различных расходах (Шпанхаке); б — кольце-
вой вихрь в осевом колесе при Q = 0 (Шпанхаке).
воздействует на большее количество жидкости с соответствующим увеличе-
нием паразитной мощности.
Отсюда вытекает, что паразитная мощность, затрачиваемая на образо-
вание кольцевых вихрей, будет наименьшей для рабочих колес с низким
ns и наибольшей для колес с высоким ns, что и соответствует действительности.
1 Шпанхаке. Рабочие колеса насосов и турбин, стр. 251. ОНТП, Энергоиздат,
1934
МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ НАСОСОМ ПРИ Q=0
11»
ns - удельная быстроходность
Рис. 81 Зависимость между и Но от
удельно^ быстроходности.
На рис. 81 дана зависимость между 7V0 и ns. Па рис. 821 дана зависи-
Л7 fe "
мость между отношением н — , где Л(|— мощность, потребляемая на-
'*д. Т
сосом при Q — 0, в л. с-; 7УД. т - мощность, затрачиваемая на дисковое
тр< ние, в л. с.
Ввиду" того что отношение ~~
у велнчиваотся с увеличением удельноп
бьк троходности, очевидно, что для НИЗ-
КО!! удельной быстроходности паразит-
ная мощность достигает минимального
значения, так как в этом случае
/V»
отношение - - мало.
Л'д.т
Для больше!! удельной быстро-
ходности, или для больших значении
Ь2
отношения-уу-, паразитная мощность
17 2
быстро увеличивается. Эго затруд-
няет пуск насосов высокой удельной
быстроходности, так как мощность
для этпх насосов увеличивается
более чем в два раза против мощ-
ности, затрачиваемой при оптималь-
ном режиме.
Так, например, для пасо< a ns = 450 мощность при пулевой подаче до-
стигает 180% от мощности при оптимальном режиме. Поэтому" установки с на-
сосами высокой быстроходности часто требуют либо специальных электро-
двигателей с большим пусковым моментом, либо вызывают необходимость
1 М о к р и д ж С. Р. Transaction ASME, 65, № 6, 642, август, 1943.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ИЗМЕНЕНИЕМ ЧИСЛА ОЕОРОТОВ
113
Очевидно, потребляемая насосом мощность уменьшатся с N = 245 л. с.
до N = 170 л. с.
Согласно характеристике трубопровода напор, соответствующий расходу
Q — 50м3/час, равен 773 = 240 л, и, таким образом, Н2 — Н3 = 390 — 240 =
= 150 м является потерей. Регулирование при помощи дросселя является
наименее совершенным способом регулирования производительности, и его
следует применять только в том случае, если невозможно регулировать при
помощи изменения числа оборотов. Пологие характеристики Q—Н наиболее
выгодны для регулирования при помощи дросселя.
При обточке колеса с диаметра Dz = 265 мм до Dz = 210 мм насос будет
давать Q = 50 м3{час, Н — 240 м, и в этом случае отпадает необходимость
в регулировании. Экономия мощности по сравнению с насосом с диаметром
колеса Dz = 265 мм равна 170 — 87 = 83 л. с.
Регулирование дросее.1Лрсваппем во всасывающем трубопроводе
Иногда дросселирование производится со стороны всасывания.
При дросселировании на всасывающей линии вы< ота всасывания может
достигнуть такой в личины, что насос начнет кавитировать. Даже если от-
сутствует кавитация, дросселирование на всасывании не рекомендуется, так
как повышение вакуума способствует выделению паров из воды или газо-
образованию при перекачке нефтепродуктов.
Кроме того, дросч елированпе задвижкой на всасывающей линии нарушает
плавность потока и создает неравномерное распределение потока жидкости
при входе во всасывающее отверстие рабочего колеса с соответствующими
потерей напора и уменьшением расхода. Высокий вакуум даже при отсутствии
кавптацпп является причиной быстрого пзноса деталей насоса. Поэтому
дросселирования на всасываипп следует избегать.
Исключение представляет перекачка кислот. Необходимость снижения
напора на сальники вынуждает производить дросселирование на всасывающе
линии лишь для случая, когда кислота поступает в насос под напором.
Регулирование направляющим аппаратом с поворотными лопатками при-
меняется только для больших низкоцапорных агрегатов. В этом случае при
повороте лопаток жидкость закручивается в направлении вращения рабочего
колеса, тем самым снижая производительность и мощность насоса.
Регулирование изменением числа оборотов
При заданном чпеле оборотов характеристики насоса имеют оптимальный
режим при расчетных Q и Н. Однако возможно уменьшение или увеличение
Q и И, а следовательно, и мощности при изменении числа оборотов насоса.
Рассматривая диаграмму’ скоростей на входе в колесо п выходе из него (гл V),
мы видим, что с изменением числа оборотов колеса прямо пропорционально
изменяются и скорости Поэтому прп отсутствии кавптацпп с изменением числа
оборотов насоса мы имеем следу ющпе соотношения:
= (Ю2)
d2 = h^-J- (103)
(104)
8 заказ 234.
112
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
ГЛАВА XV
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Изменение режима работы насоса
При перекачке нефтепродуктов режим работы насоса может быть пере-
-мениым вследствие следующих условий эксплуатации:
1) переменного уровня нефтепродукта прп перекачке из резервуара в ре-
зервуар;
2) изменения вязкости нефтепродукта в различные времена года;
3) перекачки различных сортов нефтепродуктов с различной вязкостью;
4) изменения технологического режима.
Требуемую производительность изменяют посредством регулирования
насоса. Методы регулирования можно разделить на:
1) регулирование дросселированием в напорном трубопроводе;
2) регулирование дросселированием па всасывающем трубопроводе;
3) регулирование изменением числа оборотов;
4) регулирование модификацией рабочих колес.
В зависимости от способа регулирования находится потребляемая на-
сосом мощность.
Во всех случаях при перекачке горячих нефтепродуктов и сжиженных
газов, горячей воды и конденсата регулирование следует производить в сто-
рону уменьшения производительности, так как в противном случае работа
насоса может оказаться в кавитационном режиме.
Регулирование дросселированием в напорном трубопроводе
На рис. 83 приведены характеристике трубопровода и насоса, рас-
•считапного па работу в данной системе при Q = 107 м^чао и Нг = 32б м.
Допустим, что в связи с изменением технологического процесса требуется,
чтобы насос подавал Q = 50 .м3/час при том же числе оборотов.
Гис. 83. Характеристики трубопровода и насоса.
1 — потерн па трение в задвижке плюс потери в трубопроводе плюс статический напор; 2 — потери па
тоет е в трубопроводе плюс статический напор; 3 — статический напор; 4 - характеристика насоса
Q — Н при диаметре колеса Di — 2«г> лиь; 5 — характерно гика насоса Q — Нс обточенным колесом
до Ds = 210 лг.с.
Прикрытьем задвижки па нагнетательной липин вводпм добавочное со-
противление, причем производительно!ль насоса уменьшается до заданной
величины.
114
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
При этом к. п. д. слегка увеличивается с увеличением числа оборотов, так как
потери на трение в подшипниках и сальниках не увеличиваются пропорцио-
нально увеличению мощности насоса. Гидравлические потери и потери на
дисковое трение изменяются пропорционально мощности.
При увеличении числа оборотов насоса скорости во всасывании пропор-
ционально увеличиваются и могут достигать такой величины, что наступит
.0,
Рис. 84. Универсальная характеристика насоса 6НГ-10Х4 для различ-
ных чисел оборотов. Диаметр рабочего колеса первой ступени D2 =
= 246 мм, диаметр рабочих колес второй — четвертой ступеней
Я2 = 258 мм\ мощность при у = 1,0.
явление кавитации. Поэтому при пересчете на большие числа оборотов не-
обходимо проверить величину допустимой высоты всасывания или необхо-
димого подпора.
Кроме того, при увеличении числа оборотов крутящий момент вала и
давление в корпусе насоса увеличиваются как квадрат числа оборотов и2. По-
этому большое увеличение числа оборотов насоса лимитируется прочностью
вала, стенок корпуса и фланцев, а также шпилек разъемных соединений.
Любые задачи, связанные с работой насоса в сети, решаются при помощи
универсальных характеристик. Под универсальными характеристиками под-
разумеваются графики, показывающие характеристики насоса при различ-
ных числах оборотов или при различной обточке внешнего диаметра рабочих
колес.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ИЗМЕНЕНИЕМ ЧИСЛА ОБОРОТОВ
115
Любая точка на кривой Q — Н при пересчете на различные числа обо-
ротов перемещается по параболе, абсцисса которой
а ордината соответственно
(Ю5)
(105а)
Очевидно, точки постоянного к. п. д. лежат на этой параболе.
С уменьшением числа оборотов или при обточке внешнего диаметра ко-
леса вследствие уменьшения к. п. д. кривая постоянных к. п. д. отклоняется
Рис. 85. Универ альная характеристика насоса 8НД-9Х2 для
различных обточек диаметра колес; мощность при у = 1,0.
от параболы и принимает эллипсообразный вид (рис. 84 и 85). Кроме линий
постоянных к. и. д., па график наносятся линии постоянных мощностей.
При помощи универсальных кривых можно решать различные производ-
ственные задачи.
При регулировании производительности путем изменения числа оборотов
насоса исключаются какие-либо потери на регулирование, так как подбором
необходимого числа оборотов обеспечивается получение требуемых произво-
дительности и напора.
Регулирование насоса изменением числа оборотов возможно лишь в том
случае, когда приводом насоса являются паровая турбина, двигатель внутрен-
него сгорания и электродвигатель с переменным числом оборотов.
Изменение числа оборотов достигается также при помогли гидромуфт *.
Однако вследствие сложности конструкции, больших габаритов и высокой
стоимости существующих гидромуфт они не находят широкого применения
для регулирования центробежных насосов.
1 Виноградов А. Ф. Регулирование насосов при помощи гидромуфт. Нефт.
хоз., № 1, 1950.
8*
116
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА Н ХСОСОВ
Регулирование модификацией рабочих колес
При продолжительном изменении режима в сторону уменьшения npoju-
водителыюсти следует иметь два комплекта роторов или рабочих колес на-
соса (один комплект, соответствующий максимальному режиму, другой —
минимальному) и производить замену рабочих колес насоса для соответствую-
щих х'словий работы.
Изменения характеристик рабочих колес для разных режимов подачи
можно достигнуть путем обточки внешнего диаметра, обужепия юнаток или
пропорционального уменьшения всех размеров рабочего колеса.
ГЛАВА XVI
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ (I ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА ЦЕНТРОБЕЖНЫХ
НАСОСОВ
ПараПеДыпя работа
1 — характеристика Q — Н насоса I;
2 — характеристика Q — Н насоса II;
3 — характеристика Q — Н насосов I и
II, работающих параллельно.
Если производительноегь насоса изменяется в широких пределах, то
насосы выбирают с таким расчетом, чтобы максимальны!! расход обеспечивался
работой двух или большего числа пасоеов, работающих параллельно каждый
в зоне высокого к. п. д.
При снижении производительности количество насосов, работающих
параллельно, ухмеиьшается, и при минимальном расходе работает только один
насос. Насосы должны работать в <оне
высокого к. п. д. при всех комбинациях.
Преимуществом параллельной работы
нескольких насосов по сравнению с рабо-
той одного большого насоса является то,
что прп аварии с одним насосом подача не
прекращается, а только несколько умень-
шается. Кроме того, при параллельной
работе нескольких насосов один неболь-
шой насос с приводом может служить в
качестве резервного.
Выбор насосов для параллельной ра-
боты должен быть согласован с характе-
ристиками трубопровода.
Даже при постоянном расходе может оказаться более выгодным примене-
ние двух или трех идентичных насосов, работающих параллельно, чем уста-
новка одного крупного насосного агрегата, при условии что к. и. д. не умень-
шится вследствие снижения удельной быстроходности насосов, работающих
параллельно.
Прп параллельной работе необязательна идентичность характеристик
насосов, но необходимо, чтобы насосы имели одинаковые напоры при нулевом
расходе.
При параллельной работе насосов существенно, чтобы кривая Q—Н не
была пологой; в противном случае работа насосов может распределиться
неравномерно.
Анализируя сводную характеристику двух насосов, работающих парал-
лельно, вместе с характеристикой трубопровода (рис. 86), мы видим, что
при работе насосов в точке А каждый насос будет нести свою долю нагрузки.
С уменьшением расхода (вследствие того, что напоры насосов при Q = О
ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНАЯ РАБОТА
117
нс равны) один насос будет нести все меньшую долю нагрузки и в точке В
совсем прекратит подачу' жидкости. Очевидно, что характеристики насосов
не соответствуют требованиям для параллельной работы.
При параллельной работе насосов и постоянном напоре Н складываются
расходы Q и мощности 7V. Коэффициент полезного действия определяется по
формуле
н Vq
Tj =---(Ю6)
270 У] IV
где у — удельный вес жидкости (для воды у = 1,0); Q — производительность
в м91час\ Н — напор в м, N — мощность в л. с.
Последовательная работа
Многоступенчатые насосы редко выполняются с нагнетательным па греб-
ком больше 250 мм.
Для высоких напоров и большой производительности применяют два и
даже три одноступенчатых насоса двойного всасывания, соединенных последо-
вательно посредством внешних труб и фитингов, причем нагнетание первого
насоса соединяется со всасыванием второго.
Ввиду увеличения количества сальников при перекачке нефтепродуктов
при последовательной работе насосов конструкция сальников должна быть
надежной.
Насосы для магистральных нефтепроводов всегда работают по схеме по-
следовательного соединения (см. гл. XXXI).
Для последовательной работы насосов желательно, чтобы характеристики
насосов были идентичными или чтобы максимальный к. и. д. соответствовал
одному и тому же расходу.
При последовательной работе нас осов при данном Q складываются напоры
и мощности. Коэффициент полезного действия вычисляется по формуле
Q У Н
г> —---— У-
270 --Л
ГЛАВА XVII
САЛЫШКН
Для уплотнения вала центробежного насоса применяют сальники, торце
вые уплотнения или бессальниковое устройство системы автора. В сальнике
уплотнение достигается контактом эластичной набивки с цилиндрической
поверхностью вала. В торцевых уплотнениях уплотнение осуществляется
трением поверхности одной неподвижной втулки о поверхность другой втулки,
вращающейся вместе с валом (см. гл. XXXVI).
В бессальниковом устройстве системы автора просачивающаяся из на-
соса жидкость откачивается специальным эжектором, создавая в сальниковой
камере вакуум или нулевое давление (см. гл. XXXVII).
В настоящей главе описываются сальники с эластичной набивкой.
Принцип работы и конструкции
Сальник насоса имеет двоякое назначение: не пропускать воздух в насос,
если последний работает под вакуумом, и предотвращать утечку из насоса
жидкости вдоль вала, еелп имеется давление у сальника.
118
САЛЬНИКИ
Сальник насоса, предназначенного для перекачки горячих нефтепро-
дуктов и сжиженных газов, является одним из самых ответственных узлов
Плохая работа сальников выводит насосный агрегат из строя и даже может
быть причиной пожара, представляя тем самым опасность для обслуживающего
персонала.
Уплотнение между валом насоса или защитной гильзой вала и корпусом
насоса в месте прохода вала достигается посредством поджатия втулкой саль-
ника эластичной набивки.
Чем больше прилагаемое усилие на втулку сальника, тем плотнее набивка
прилегает к валу. При увеличении удельного давления на набивку и умень-
шении утечки между валом и набивкой увеличивается трение с соответствую-
Рис. 87. Кривые завис имости между
мощностью, потребляемой сальни-
ком, и утечкой.
1 — 3000 об/мин; 2 — 2500 об/мин; 3 —
2000 об/мин; 4 — 1500 об/мин.
щим выделением тепла, и сальник начи
наег быстро нагреваться. Чрезмерный
нагрев сальника приводит к быстрому
износу набивки и защитной гильзы вала.
Признаком хорошей работы сальника
является просачивание масла или иной
жидкости между набивкой и защитной
гильзой вала; просачивание происходит
тонкой струйкой, не менее 60 капель в
минуту.
Если жидкость протекает между внеш-
ним диаметром набивки и стенками саль-
ника, это указывает на неправильную
работу сальника, т. е. давление, создавав-
мое насосом, прижимает набивку к валу
и прекращает поступление охлаждающей
и смазывающей жидкости в пространство
между валом п набивкой, вследствие чего
происходят чрезмерный нагрев сальника и быстрый износ набивки и вала.
Величина трения вала в сальнике определяется. 1) качеством и типом
набивки; 2) длиной сальника; 3) величиной биения вала; 4) чистотой поверх-
ности гильзы вала; 5) материалом гильзы вала; 6) диаметром гильзы вала;
7) числом оборотов вала; 8) удельной величиной давления на сальниковую
набивку; 9) величиной просачивания холодной жидкости через сальник;
10) соблюдением правил набивки сальника.
На рис. 87 даны кривые, показывающие’ изменение силы трения в зави
симости от величины утечки через сальник. Из этих кривых видно, что потреб-
ляемая насосом мощность быстро увеличивается при затяжке сальника.
Мощность, затрачиваемая па преодоление трения в сальниках насоса,
достигает минимального значения при просачпваппи 15 см3 жидкости в минуту.
В одноступенчатых насосах, предназначенных для перекачки холодной
воды, нагрев сальников незначителен, и они нс требуют специального охла-
ждения, так как просачивающаяся через сальник вода охлаждает набивку
и защитную гильзу вала и является смазкой для трущихся поверхностей.
Число колец набивки для водяных насосов ограничивается в каждом
сальнике четырьмя — пятью. Размер набивок зависит от диаметра вала.
При удельном давлении па сальниковую набивку выше 10 кГ/см? необхо-
димо снизить давление на сальник насоса посредством разгрузочного
устройства.
Для предотвращения попадания воздуха в насос через сальник (при ра-
боте насоса под разрежением на приеме) в середине сальника установлено
специальное полое кольцо, имеющее радиально расположенные отверстия;
к кольцу подводится под давлением перекачиваемая жидкость из нагнетатель-
ной спирали первой ступени. Таким образом, при работе насоса под вакуумом
СХЕМЫ ПОДАЧИ УПЛОТНИТЕЛЬНОЙ ЖИДКОСТИ
119
необходимо создать гидравлический затвор, который исключает возможность
просачивания воздуха через сальник во всасывающую камеру насоса.
В остальных случаях работы насоса уплотнительная жидкость подводится
под давлением к полому кольцу сальника. При этом уплотняющая жидкость
для перекачки горячих, легко воспламеняющихся нефтепродуктов или сжи-
женных нефтяных газов слу жит не только для смазки и охлаждения набивки,
но и изолирующей средой, ие допуская выхода через сальник даже ничтожного
количества перекачиваемых нефтепродуктов.
Сила, необходимая для затяжки сальника, равна силе давления жидкости
па набивку перед сальником плюс дополнительное давление для сжатия на-
бивки:
F=K^p^-d2), (107)
где F — сила, необходимая для затяжки сальника, в кГ; р — внутрен-
нее давление насоса у сальника в кГ/см2; D — наружный диаметр набивки
в см, d — диаметр вала в см; К — коэффициент, равный 1,4—2,0.
Шпильки сальника рассчитываются на силу F. Сечение квадратной на-
бивки принимается равным
Ь = 0,15^4-0,3, (108)
где b — ширина кольца набивки в см; d — дпаметр вала в см.
При выборе сечения набивки необходимо принимать ее ближайший стан-
дартный размер.
Толщина фланца нажимной втулки сальника конструктивно принимается
на 75% больше диаметра шпилек сальника. Длина втулки, входящей в саль-
ник, принимается равной 2,5 ширины кольца набивки.
Работу сальниковой набивки можно сравнить с работой лабиринтного
уплотнения. Чем равномернее распределяется давление на каждое кольцо
набивки, тем больше аналогии с лабиринтным уплотнением. Так, например,
при давлении на сальник 20 кГ/см2 и при наличии 10 колец набивки (при
равномерной подтяжке всех колец набивки в сальнике) каждое кольцо будет
иметь давление 2 кГ)см2. Если же первые два кольца затянуты больше, чем
остальные, то они прим) т на себя почти все давление с соответствующим у велп-
чешгем трепия, нагрева и с быстрым износом как набивки, так и защитной
гильзы вала.
Конструкция сальникового устройства насоса зависит от температуры,
давления и рода перекачиваемой жидкости.
Одной из основных задач при конструировании высоконапорных насосов
является снижение давления перед его сальниками.
При перекачке жидкостей с незначительными смазывающими свой-
ствам,! или загрязненных, а также корродирующих рекомендуется для смазки
набивки сальника применять чпетое масло (или другую жидкость), которое
подастся к полому кольцу сальника, установленному приблизительно в сере-
дине сальника,' или на одно — два кольца набивки ближе к внешней
части насоса.
Схемы подачи уплотнительной жидкости
В практике применяют следующие схемы подачи уплотнительной жидкости
в полое кольцо сальника. Уплотнительная жидкость подается в полое кольцо
сальника под давлением, прспыттгающим давление в насосе, распространяемое
на сальник. В этом случае уплотнительная жидкость проходит частично через
набивку сальника наружу, а частично протекает в насос; такую систему пи-
тания сальнпка назовем инжекционной (рис. 88).
120
САЛЬНИКИ
По другой схеме уплотнительное масло подается под давлением в полое
кольцо сальнпка п свободно протекает через отверстие, помещенное против
полого кольца сальника; такую систему питания сальнпка назовем циркуля-
ционной (рис. 89).
Циркуляционная система применяется при перекачке горячих нефтепро-
дуктов и сжиженных газов. Инжекционная система применяется при пере-
качке кислот, щелочей и горячей воды.
Для поддержания постоянного перепада давления между давлением уплот-
нительной жадности и давлением перекачиваемого нефтепродукта у сальника
устанавливается автоматический клапан (регулятор) давления (рпс. 90 и 91).
Рис. 88. Инжекционная система
питания сальника
1 — корпус насоса; 2 — нажимная
втулка сальника; 3 — защитная гильза
вала; 4 — фонарное кольцо; 5 — на-
бивка сальника; 6 — вал насоса; 7 —
груцдбукса; в рубашке сальника цир-
кулирует охлаждающая вода.
Рис. 89. Циркуляционная система
питания сальника.
1 — корпус насоса; 2 — специальная
втулка; з — вал насоса; 4 — фонарное
кольцо; 5 — набивка сальника; 6 — за-
щитная гильза вала; 7 — нажимная втул-
ка сальника; в рубашке сальника цирку-
лирует охлаждающая вода.
Клапан поддерживает заданное дифференциальное давление уплотнитель-
ной жидкости, которое устанавливается на 0,5—1,5 кГ/см2 больше или меньше
имеющегося давления у сальника (импульс) в зависимости от условий работы
насоса.
Для центробежных нефтяных насосов применяются дифференциальные
регуляторы типа ДРД. Эти регуляторы подразделяются на нормально
закрытые (давление открывает — ДО) и нормально открытые (давление
закрывает — ДЗ).
Нормально закрытые регуляторы ДРД-ДО регулируют давление на
участке рабочей линии за регулятором, а нормально открытые регуляторы
ДРД-ДЗ — до регу лятора.
Дифференциальные регуляторы давления типа ДРД предназначены для
следующих условий работы:
а) среда — жидкости и газы, в которых стойки углеродистая сталь и масло-
и бензостойкая резина;
б) давление протекающей жидкости (на входе в регулятор — в пределах
до 40 кГ)см2, на выходе — в пределах до 38 кГ!см2\
в) температура среды до 60°.
При установке регулятора для работы с горячими нефтепродуктами темпе-
ратуру нефтепродукта необходимо снизить до 50—55°.
При работе с коррозионно-агрессивными средами необходимо включать
разделительные сосуды.
СХЕМЫ ПОДАЧИ УПЛОТНИТЕЛЬНОЙ ЖИДКОСТИ
120
Рис. 90. Схема установки дифференциального клапана.
1 — водопроводы; 2 — маслопроводы; 3 — перекачиваемая жидкость.
Для насосов предпочтительно устанавливать регуляторы до сальника на
линии, подающей уплотнительную жидкость в сальник насоса, так как при
установке регулятора после саль-
ника возможно попадание в линию
и регулятор кусков набивки по
мере износа последней.
В нормально закрытом регу-
ляторе ДРД-ДО (рис. 91) клапан
19 расположен под седлом 1. Его
перемещение вниз открывает про-
ход для среды рабочей линии.
Клапан под действием поддержи-
вающей пружины 18 прижат к ниж-
нему грибку 5. При повышении
давления в надмембранной поло-
сти клапан опускается и увели-
чивает проход; прп понижении
давления в этой полости клапан
поднимается и сужает проход.
В случае неполадок для вклю-
чения дифференциального клапана
Рис. 91. Дифференциальный клапан.
1 — корпус с седлом; 2 — прокладка; з —
пробка; 4 — пружина опорная; 5 — грпбок
нижний; в — мембрана; 1 — крышка; 8 —
шток; 9 — специальная и 10— регулирующая
гайки; 11—пружина; 12 — набивка сальника;
13 и 15 — гайки; 14 — колпак; 1в — грибок
верхний; 1? — тарелка; 18— пружина; 1S —
клапан.
122
САЛЬНИКИ
рекомендуется предусматривать установку обводной линии (байпаса)
(рис. 90).
При циркуляционной системе масло из сальника возвращается в резер-
ва ар через фильтр и холодильник.
При перекачке горячих нефтепродуктов и других жидкостей, которые,
просачиваясь, могут выделять пары, отравляющие атмосферу, применяют
нажимные втулки сальника с водяным затвором. Для этого вода подводится
к отверстию в нажимной вт\ лке сальника из охлаждающей рубашки сальника
посредством гибкого металлического шланга и через отверстие в нижней поло-
вине втулки сальника уходит в дренаж.
Если давление в насосе, распространяемое на сальник, превышает
10 кГ]см2, то оно должно быт ь снижено при помощи разгрузочного устройства.
Такое устройство может быть осуществлено посредством комбинированной
грунд-буксы с полым кольцом или при помощи разгрузочного барабана
(см. рис. ИЗ и 119). Последний следует применять для давления выше
25 кГ]см2.
Кольцевой зазор, образуемый грунд буксой или разгрузочным барабаном
и защитной гильзой вала, выполняете я в пределах 0,25—0,35 мм на сторону,
а разгрузочная трубка, отводящая перекачиваемую жидкость из полого кольца
комбинированной грунд-буксы, должна иметь площадь живого сечения
в четыре — пять раз больше площади сечения кольцевого зазора разгрузоч-
ного устройства.
Это вызывается необходимостью обеспечить свободный отвод жидкости
при увеличении кольцевого зазора вследствие износа сопряженных деталей.
Набивки
Применяемые в нефтяной промышленности набивки для центробежных
насосов можно классифицировать следующим образом.
1. Хлопчатобумажные, пропитанные графитом и густым тавотом, для
центробежных насосов низкого давления, работающих па холодной воде.
2. Асбестовые с графитовой пропиткой при умеренных температурах
и давлениях для воды и нефтепродуктов до Р = 25 кГ)см2 и до t = 200°,
а также для кислот и щелочей; однако необходимо отметить, что по мерс потери
графитовой пропитки эта набивка имеет тенденцию затвердевать.
3. Пластинчатые, представляющие крошеную массу, состоящую из чи-
стого асбестового волокна, мягких металлов, графита, связывающих масел,
неопрена и т. д. Такие набивки применяют для светлых нефтепродуктов, сжи-
женных газов и воды, когда необходимо обеспечить минимальное просачива-
ние. Пластинчатую набивку закладывают в сальник легким винтовым прессом
от руки.
4. Фольги из антифрикционного металла с мягким сердечником из ас-
беста или спрессованной фольги без сердечника для нефтепродуктов и воды
при рабочей температуре I 200° и Р 25 кГ[см2.
5. Алюминиевые фольги с мягким сердечником из асбеста пли спрессован-
ной фольги без сердечника для нефтепродуктов с температу рой 200—400°.
Алюминиевая набивка достаточно быстро изнашивает поверхность гильзы
вала, поэтому защитные гильзы следуэт изготовлять из хромистой стали
марки 3X13 с термообработкой, твердостью ио Бринелю до Нв = 325 или из
стали 1X13 и наплавлять твердым сплавом (стсллпт, сормайт).
Следует отметить, что графитовая пропитка в комбинации с водой вызывает
электролитную коррозию.
Свинцовистую набивку с бронзовыми гильзами вала не следует приме-
нять, так как свинец имеет тенденцию «схватываться» с бронзой.
УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ жидности
123
Применение слишком мягкой набивки для высоких давлении приводит
к быстрому износу сальниковой набивки. В некоторых случаях хорошие ре-
зультаты дает прьмененпе комбинации твердой набивкой с более эластичной.
Твердая набивка устанавливается в основании сальника, а кольца эластичной
набивки — ближе к нажимной втулке сальника.
Так как валы насосов работают при сравнительно больших оборотах,
а набивка для эффективного уплотнения должна находиться под значительным
постоянным давлением, то при отсутствии просачивания смазки через набивку
трущиеся поверхности нагреваются.
Набивка, содержащая смазочную пропитку, образует прп нагревании
трущихся поверхностей масляную пленку. Масляная пленка сохраняет
набивку и поверхность защитных гильз вала в хорошем состоянии и уменьшает
\ течку при сравнительно высоком давлении на сальниковую набивку.
В современных конструкциях центробежных пасосов окружные скорости
в местах сальниковых уплотнений достигают 20 м/сек. Прп вибрации вала на-
бивка быстро разрабатывается и поверхность контакта уменьшается.
При работе пасоса с вакуумом па приеме масляная пленка служит гидра-
влическим затвором и предотвращает просачивание воздуха во всасывающую
камеру насоса. Однако пропитка набивки не может обеспечивать сохранение
маслиной пленки в течение продолжительного времени, и утечка перекачивае-
мой жидкости увеличивается, а при работе сальника под вакуумом воздух
начинает просачиваться во всасывающую камеру пасоса. В этом случае даль-
нейшая подтяжка сальника не поможет и лишь повредит полированные
поверхности защитной гильзы вала, набивка быстро перегреется и вы-
крошится.
Поэтому, как указывалось ранее, необходимо, чтобы перекачиваемая
жидкость, если опа находится в холодном состоянии и не обладает коррозион-
ными и отравляющими свойствами, просачивалась через сальник наружу
в количестве нс менее 60 капель в минуту. Содержание пропитки в набивке
не должно превышать 30°о вес. Большее содержание пропитки снижает работо-
способность набивки.
Утетшггелытые жидкости
При перекачке горячих жидкостей, а также коррозионных и отравляющих
жидкостей необходимо подводить извне в полое кольцо сальника чистую
холодную воду или чистое холодное масло под давлением, превышающим
давление у сальника на 0,5—1,5 кГ/см2.
Для уплотнения сальника лучше применять, где возможно, чистую хо-
лодную воду, так как это наиболее дешевый и простой способ. Когда примене-
ние водяного уплотнения недопустимо, следует применять масло или конси-
стентную смазку.
При перекачке кислот и светлых нефтепродуктов масло часто нс может
быть допущено в качестве уплотнительной жидкости. В этом случае реко-
мендуется применять тяжелый бензин или консистентную смазку под давление м
причем эта смазка не должна растворяться в перекачиваемой жидкости (зе-
леное мыло, специальный тавот, касторовое масло). Смазка под давлением
подается шгауфернымп масленками, давление в штауфере должно быть отре-
гулировано согласно установленному режиму эксплуатации.
При перегреве сальников пропитка набивки может быстро вытечь, по-
этому для высокооборотпых насосов предусматривается внешнее охлаждение
сальников.
На рис. 92 приведен график расхода чистого холодного масла, необхо-
димого для уплотнения сальников по циркуляционной схеме, а также охла-
ждающей воды для сальников, подшипников и стоек фундаментных плит.
В насосах новейших конструкций последние не охлаждаются.
124
САЛЬНИКИ
Рис. 92. Расход уплотнительного масла и воды для охлаждения.
1 — вода для охлаждения сальников, подшипников и стоек фундаментной плиты; 2 — вода’для охла~
ждения сальников и подшипников; 3 — уплотнительное масло для сальников при перекачке горячих
нефтепродуктов; 4 — уплотнительное масло для сальников при перекачке сжиженных нефтяных газов
и для двойных торцевых уплотнений (циркуляция).
Масло для уплотнения сальников горячих центробежных насосов должно
соответствовать марке автол 10. Иногда в специальных случаях применяют
чистое соляровое масло, керосин или тяжелый бензин.
Набивка сальников
Перед набивкой сальников насоса следует провернуть от руки ротор,
чтобы определить, свободно ли вращается вал. Если есть какие-либо признаки
неполадок, например, вал трется или местами туго проворачивается, необхо-
димо разобрать насос и выяснить причину неполадки.
Кольца набивки должны тщательно пригоняться по валу; концы их со-
единяются замками внахлестку пли косым срезом. Концы плотно соединяются
по мерс того, как каждое кольцо вставляется в сальник насоса.
В сальник следует вводить одновременно по одному кольцу и следить,
чтобы замки каждого кольца располагались под углом в 180° по отношению
друг к другу. Это необходимо для предотвращения утечки через набивку
Каждое кольцо запрессовывается в салышк посредством набора разъемных
моптажны < втулок, прилагаемых к каждому насосу заводом-изготовите лем.
Перед вводом набивки в < алышк каждое кольцо следует окунуть в масло.
Для правильного расположения фонаря полого кольца и подводки масла
необходимо измерить глубину^ от торца сальника до отверстия для подводки
масла и установить фонарь немного ближе к торцу сальника, чтобы при под
тяжке набивки фонарь поместился под отверстием для подачи масла.
После того как последнее кольцо набивки станет на место, следует равно-
мерно подтянуть гайки, а затем ослабить и снова завернуть от руки. Втулки
сальника должны по возможности сидеть свободно.
Для равномерной подтяжки набивки следует чередовать подтяжку гаек
шпилек сальников втулок.
ШЛРИКиВЫЕ подшипники
125
ГЛАВА XVIII
ПОДШИПНИКИ
Подшипники, применяемые для центробежных насосов
В современных центробежных насосах для восприятия радиальных на-
грузок ротора применяют подшипники скольжения и шариковые подшипники
качения. Каждый тип подшипника имеет свои преимущества и недостатки,
а также свою область применения.
Шариковые подшипники имеют следующие преимущества перед подшипни-
ками скольжения;
1) вал не опускается с течением времени, так как износ шариков незна-
чителен;
2) вследствие малой величины люфта в шариковых подшипниках обеспе-
чиваются лучшая центровка вала, а также меньшие зазоры между уплотняю-
щими кольцами рабочего колеса и корпуса; уменьшение зазоров повышает
объемный к. п. д. насоса;
3) меньшее расстояние между опорами;
4) простота конструкпии;
5) более нпзкпп коэффициент трения л соответственно более низкий пуско-
вой момент насоса;
6) взаимозаменяемость.
Недостатками шариковых подшипников являются:
1) непригодность для валов диаметром более 65—75 мм при 3000 об/мин
вследствие уменьшения работоспособности шарпко-подшппнпков с увеличе-
нием окружной скорости шариков и сепараторов;
2) повреждение ротора при выходе из строя шарикового подшипника во
время работы насоса.
Шариковые подшипники
Для центробежных насосов применяют следующие типы шариковых под-
шипников:
1) однорядные радиальные с глубокой канавкой;
2) двухрядные радиальные с глубокой канавкой;
3) двухрядные самоустанавливающиеся;
4) радиально-упорные однорядные;
5) радиально-упорные двухрядные;
6) упорные.
Все подшипники, за исключением самоустанавлпвающихся, принимают,
помимо радиальной нагрузки, значительную осевую нагрузку. Упорные под-
шипники радиальную нагрузку не принимают. 11х в настоящее время редко
применяют для быстроходных насосов вследствие того, что они непригодны
для работы при высоких окружных скоростях. Наиболее подходят для центро-
бежных насосов двухрядные радиально-упорные подшипники с углом кон-
такта 40°.
В центробежных насосах осевая нагрузка значительно больше радиальной,
а из всех существующих подшипников радиально-упорные подшипники с
углом контакта 40° воспринимают наибольшую осевую нагрузку.
Шариковые подшипники каждого типа разделяются на три серии: легкую,
среднюю и тяжелую.
Шариковые подшипники средней серии воспринимают нагрузки на 30—
40% большие, чем подшипники легкой серии, а подшипники тяжелой серии
воспринимают на 20—30% большие нагрузки, чем подшипники средней серии.
126
ПОДШИПНИКИ
Для сравнительно высоких оборотов (и 3000 об/мин) желательно, чтобы
сепараторы в шариковых подшипниках были выточены из бронзы, так как
подшипники такой конструкции более долговечны и надежны в работе.
В качестве исходного критерия для шариковых подшипников принимается
окружная скорость подшипника, или произведение ndc, где п — максималь-
ное число оборотов, a dc — средний диаметр подшипника;
dc = 0,5(с? D) мм.
Здесь d — диаметр отверстия в мм- D — внешний диаметр подшипника в мм.
Согласно Пальмгрену 1 для подшипников различного типа следует при-
нять следующие предельные значения величины ndc:
1) для конических и сферических роликовых подшипников ( о штампован-
ными стальными сепараторами предельные значения ndc ~ 350 000 — 406 000;
2) для цилиндрических роликовых подшипников и шариковых подтип
ников со штампованными стальными сепараторами ndc ~ 500 000 — 600 000
3) для шариковых подшипников с бронзовыми точеными сепараторами
ndc * 700 000 — 900 000;
4) для подшипников со специальными сепараторами величина может
достигнуть значения ndc ~ 2 000 000.
Приведенные выше числовые значения ndc относятся к подшипникам
с диаметром отверстия 10 мм и более при нормальном нагреве подшипника
во время работы.
Вообще при надежном уравновешивании осевых давлений радиально-
упорные подшипники применяются при п = 2950 об/мин для валов диаметром
до 100 мм.
Шариковые подшипники устанавливают в насосах следующим образом.
Внутреннюю обойму подшипника, вращающуюся вместе с валом, помещают
^4
на последний на плотной посадке Перед монтажем подшипник нагревают
в горячем масле до 100°, после этого он свободно садится на вал без помощи
какого-либо инструмента.
Поверхность вала в месте посадки шарикового подшипника должна быть,
повышенной твердости, чтобы избежать люфта, который может образоваться
в месте посадки при недостаточной твердости вала при частом демонтаже ротора.
Для этой цели достаточна твердое сь вала IIв = 260— 280.
Внутренняя обойма подшипника должна у лираться в буртпк на валу
и притягиваться к нему посредством гайки с пружинным замком, который
предотвращает отвинчивание гайки.
Чтобы пе уменьшить диаметр вала в месте посадки подшипника и одно-
временно обеспечить достаточную опорную поверхность буртика, в который
упирается внутренняя обойма подшипника, буртик делают не более 2—3 мм
на сторону, а между бу ртиком и подшипником устанавливают упорное кольцо
высотой 5—10 мм па сторону в зависимости от размера подшипника.
Затяжка шарикового подшипника па валу гайкой предотвращает пере-
мещение подшипника в осевом направлении, а также предохраняет последний
от проворачивания па валу внутренней обоймы.
Проворачивание внутренней обоймы на валу влечет за собой быстрый
износ вала в месте посадки, нагрев подшипника и вала с последующей вибра-
цией вала насоса и серьезной авариен всего насосного агрегата.
Наружная обойма устанавливается в корпусе подшипника по скользящей
А
посадке .
С/
Корпус для шарикового подшипника не следует делать разъемным вдоль
горизонтальной плоскости, так как при такой конструкции при чрезмерном
1 ПальмгренА. Шариковые и роликовые подшипники. Машгжз, 1949.
ШАРИКОВЫЕ ПОДШИПНИКИ
127
стягивании шпильками двух половин корпуса может произойти защемление
шариков.
Необходимо обеспечить концентричность шариковых подшипников по-
отношению к оси ротора насоса. Для этого надо уменьшить число промежуточ-
ных стыков между корпусом насоса и корпусом подшипника и в собранном
виде растачивать корпус насоса и корпус подшипников одновременно.
Для восприятия осевых усилий в обе стороны применяют один двухряд-
ный или два однорядных радиально-упорных подшипника.
При применении двух однорядных радиально-упорных подшипников
необходимо подобрать оба подшипника таким образом, чтобы обоймы обоих
подшипников находились в контакте по всей торцевой поверхности.
Хорошую комбинацию представляет использование самоустанавливаю-
щегося шарикового подшипника для радиальных нагрузок на одном конце
вала и радиально-упорного шарикового подшипника па противоположном
конце. Подобный радиально-упорный подшипник воспринимает одновременно
радиальную и осевую нагрузки ротора.
При перекачке горячих нефтепродуктов необходимо предусмотреть обе( пе-
чение внутреннего зазора в шариковых подшипниках, т. е. возможность пере-
мещения внутренней обоймы подшипника по отношению к внешней обойме
в радиальном направлении. При отсутствии радиального зазора подшипник
будет туго проворачиваться и шарпки могут заклиниться.
Кроме того, при тепле, передающемся по валу к внутренней обойме, и
естественном или искусственном охлаждении внешней обоймы расширение
последней по отношению к внешней может достигнуть такой величины, что-
шарпки подшипника заклинятся. В этом случае важно обеспечить хорошее
охлаждение вала перед подшипником, а также в зоне подшипника. S‘ Ь
Долговечность подшипника зависит в большой степени от качества смазки
и обеспечения надлежащего уровня масла. Слишком большое количество
масла приводит к перегреву подшипника. Поэтому для шариковых подшип-
ников при сравнительно высоких числах оборотов (п 3000 об]мин) реко-
мендуется применять кольцевую смазку, причем уровень масла в масляной
камере не должен находиться выше уровня внешней обоймы в самом низком
положении. Масло, подаваемое смазочным кольцом, поступает в сепаратор
и к шарикам, а оттуда возвращается через соответствующую канавку обратно-
в масляный резервуар.
Применение консистентной смазки, особенно прп высоких оборотах, пе
рскомещг, ется вследствие быстрого нагрева смазки и подшипника, а также
ввиду возможности образования абразивной массы при попадании грязи или
пылп в корпус подшипника.
В большинстве случаев достаточно обеспечить водяное охлаждение корпуса
подшипника; одпако когда требуется более интенсивное охлаждение, при
меняется циркуляция смазочного масла через охладительную систему.
Для крупных агрегатов не рекомендуется применять подшипники ка-
чения, а следует устанавливать подшипники скольжения, так как выход из
строя шариковых подшипников легко может повредить ротор насоса.
В конструкциях с двумя подшипниками скольжения необходимо приме-
нять в качестве упорного подшипника два радиально-упорных однорядных
шариковых подшипника дуплекс пли один двухрядный радиально-упорный
шарикоьып подшипник, или сегментную упорную пяту.
Сегментная упорная пята с самоустанавливающпмися клавпшами является
наиболее целесообразной конструкцией в комбинации с двумя подшипниками
скольжения. Однако эта конструкция сравнительно сложна и дорога, поэтому
сегментную упорную пяту рекомендуется устанавливать в многоступенчатых
насосах, работающих при п = 2900 об')мин и выше, только в том случае, если>
радиально-упорные подшипники нс могут быть применены.
128
ПОД1ЛИ1ТН ИН II
При комбинации двух подшипников скольжения с радиалыхо-упорпым
подшипником в результате износа подшипников скольжения оседает вал и
вследствие этого увеличивается осевое усилие на шариковый подшипник. Это
является одной’из причин того, что в подшипниках скольжения, применяемых
для центробежных насосов, нс устанавливают монтажные прокладки. Тем
не менее в тех случаях, когда применяются два подшипника скольжения, для
восприятия осевых усилий следует применять радиально-упорные подшип-
ники, то тогда последние нс должны нести никакой радиальной нагрузки.
Для этого между корпусом и внешней обоймой подшипника оставляется ра-
диальный зазор.
Комбинация одного подшипника скольжения с одной стороны вала и ра-
диально-упорного шарикового подшипника на другом конце вала нецелесо-
образна, так как не обеспечивает правильной центровки ротора. По мере износа
подшипника скольжения расцентровка будет увеличиваться.
Типовые конструкции подшиппиков показаны в общих видах конструкций
насосов в соответствующих главах.
Подшиш пкп скольжения
Длина подшипника скольжения принимается равной от I1/ 4 до трех диа-
•метров вала. При большей длине подшипника трудно обеспечить равномерную
нагрузку подшипника из-за прогиба вала. Но при длине подшипника меньше
I1/ г диаметра вала трудно обеспечить непрерывность масляной плепкп вслед-
ствие концевой утечки смазки. Зазор по диаметру во вкладыше подшипника
между валом и баббитом принимается равным 2s = 0,001d, где d — диа-
метр вала.
Ввиду изложенного выше при отношении 3d необходимо, чтобы
подшипники были самоустанавливахощимися.
Размеры подшипников можно определить для конструкции неохлаждае-
мого подшипника с надежной кольцевой смазкой исходя из величины
Р -' 6 кГ/см2 и Pv < 30.
Для Pv = 30—190 и v = 8—30 mJ сек необходимо искусственное охла-
ждение. В этом случае масло подается в подшипник под давлением специаль-
ным насосом. По выходе и.З подшипника масло при прохождении через фильтр
очищается и охлаждается в маслоохладителе; из маслоохладителя оно поступает
в емкость, откуда нагнетается опять в подшипник.
При поступлении слишком большого количества масла в подшипник оно
возвращается обратно в емкость. На выходе из маслоохладителя установлен
предохранительный клапан па давление 2—2,5 кГ/см2, который возвращает
масло в емкость, если давление в системе превышает эту величину. При слу-
чайном перекрытии задвижек на масляной магистрали предохранительный
клапан предохраняет масляный насос от повреждения.
На всасывающей линии масляного насоса имеется обратный клапан,
обеспечивающий работу насоса под заливом. На всасывающем трубопроводе
помещается также Т-образпый фитинг, через который производят заливку
масляного насоса после долговременной остановки.
Упорные пяты
Наиболее надежным подшипником для восприятия осевых усилий в центро-
бежных насосах при высоких числах оборотов и больших осевых нагрузках
является подшипник сегментного типа (рис. 93). Конструкция упорного под-
шипника сегментного типа основана на принципе образования клинообразной
пленки масла при вращении в масле упорного стального кольца между ко-
лодками.
УПОРНЫЕ ПЯТЫ
129
Для центробежных насосов такая пята помещается в одном корпусе с под-
шипником скольжения. В этом случае подшипники скольжения выполняются
самоустанавливаклцимися. Упорное кольцо изготовляется отдельно от вала,
и при посадке на вал должна быть обеспечена его строгая перпендикулярность;
колодки устанавливают по обе стороны упорного кольца для восприятия да-
вления осевых сил в обе стороны. Колодки, служащие опорными поверхностями,
выполнены так, что имеют возможность свободно качаться при образовании
клинообразных масляных зазоров.
Для расчета упорного подшипника сегментного
типа можно пользоваться с к дующими формулами \
Площадь одной упорной подушки в см2.
F = ад. (109)
Среднее давление в кГ]см2
рт=-^- (ИО)
Повышение температуры масла при проходе через
упорный подшипник в °C
Рис. 93. Упорный 'под-
шипник сегментного
типа.
At =
Рт
к1Ус
(111)
Наименьшая толщина слоя смазки в см
(И2)
Работа трения одной подушки
Лй = KsFn У Fn/iyCAt кГ см!сек.
Мощность трения для z подушек в л. с-
• Zyl п
N = ——
R 7500 ’
(ИЗ)
(114)
Средний расход масла в л]сек
Температура масла при входе в подшипник в °C
= — (116)
Температура мгсла при выходе из подшипника в °C
tn = tm + (116а)
Проверка вычисления повышения температуры масла At производится
по формуле
At - ______д
42700QmCy ’
1 Яновский М. И. Конструирование и расчет на прочность деталей паровых
турбин. Изд. АН СССР, 1947. F 1
9 Заказ 234
130
подшипники
в см; /?0— наружный радиус колодки в см; /?0 = (1 + г0; Ро
" * ' 'о '
60'
50'
30'
0,01
0
1
О
0,07
0,06
4
3
Угол 6 — 10
30'
50'
60'
30'
-50°
'60°
Г Угол 0 = 10°
20°
30°
0°
50°
W
Угол 0-10'
0
0,03
0,02
Е
Обозначения: Ъ— ширина колодки в см; г0— внутренний радиус колодки
— осевое
усилие в кГ; у — объемный вес масла в Г/см2; у ~ 0,879 при 1т = 40°;
С — теплоемкость в ккал/кГ
°C; С ~ 0,459 при tm =40°:
|И - коэффициент вязкости
масла в кГ сек/см2;
р ~ 0,46 • 10-6 при tm= 40°;
и — число оборотов в ми-
нуту; z— число колодок;
Z,,, — средняя температура
масла в °C; Kv К2, К3,
К5т и К6 — коэффициенты
(рис. 94).
Среднее допускаемое
давление рт па упорные
подушки находится в пре-
делах 10,5—20 кГ/см2 в
качестве нормальной вели-
чины и до 20—35 кГ/см2
в качестве максимального
значения.
Отношение ширины Ъ
упорной подушки к ее
средней длине / (см. рпс. 93)
принимается в большин-
стве случаев около 1:1.
Средняя окружная
скорость упорного кольца
ит нормально составляет
от 15 до 52 м/сек и не
должна превышать 65 м/сек.
Общая площадь упор-
ных подушек должна быть
около 80 % от площади
сплошного кольца с таким
расчет ом, чтобы проме-
жутки между' ними обеспе-
чивали хорошую подачу
масла к каждой из них. *
Величина эксцентриси-
тета е (см. рис. 93) назна-
чается в пределах 5—16,7 %
от средней длины упорной
подушки I.
Толщина ё упорных по-
душек обычно берется х/3 I.
При увеличении давления Ро для образования масляной пленки следует
пропорционально увеличить вязкость масла. Мощность, потребляемая пятой,
увеличится пропорционально увеличению вязкости масла.
Необходимо также предусмотреть охлаждение масла в подшипнике для
сохранения требуемой вязкости масла и нормальной рабочей температуры.
Температу ра масла на входе должна быть 20—35°, а на выходе не выше 60°.
0,7
1,0 1,5
Отношение b: р
2,0
Рис. 94. Кривые коэффициентов для расчета упорных
идшипников сегментного типа.
УПОРНЫЕ ПЯТЫ
13*
Разница в толщине колодок должна быть не более 0,02 мм. Величина осевого
перемещения должна быть в пределах 0,2—0,1 мм.
Масло в упорную пяту сегментного типа обыкновенно подается под да-
влением 0,7—1,5 кГ]см2 специальным насосом.
Иногда масляный насос приводится в движение через червячный редуктор
от вала насоса. В этом случае подшипники должны иметь смазочные кольца
для смазки подшипников при пуске насоса.
ГЛАВА XIX
БАЛАНСИРОВКА РОТОРА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Одним из основных условий нормальной работы центробежного насоса
является отсутствие в нем вибрации от неуравновешенности ротора при его
вращении.
В собранных роторах практически не возможно установить, в каком именно
радиальном сечении ротора расположена неуравновешенная центробежная
сила. Поэтому статическая балансировка собранных роторов не обеспечивает
их динамической уравновешенности.
Статическая балансировка роторов имеет своей практической целью глав-
ным образом проверить, нет ли в них каких-либо значительных отклонений
центра тяжести от оси их вращения. Такое отклонение всегда свидетельствует
о каком-либо серьезном дефекте в обработке или в самом материале.
Предупредить появление таких сил на подшипниках уже изготовленного
ротора практически невозможно. Можно говорить только о компенсировании
эти к сил и о сведении к пулю их действия. Это можно сделать, очевидно, путем
искусственного создания в роторе добавочных центробежных сил инерции,
действие которых на вал ротора и па его подшипники было бы равно и прямо
противоположно действию неуравновешенных центробежных сил, имеющихся
в нем. Определение величины и направления этих сил я устранение динами-
ческой неуравновешенности ротора производятся путем динамической балан-
сировки ротора. При этом величина неуравновешенности тем больше, чем
больше отношение длины вращающейся детали к ее диаметру, т. е. чем больше
центробежные силы, вызывающие вибрацию подшипников.
При вибрации ротора нарушается нормальная работа салышков и агрегат
выходит преждевременно из строя, даже если подшипники и выдерживают
периодические импульсы, создавав’' ые псу равновешепностью ротора.
Рассмотрим случаи динамической пеу равновешенности ротора при вра-
щении.
Если уравновешивающий груз А расположен в радиальном сечении ротора,
отличном отсечения, где расположена неуравновешенная масса В, тогда в ро-
торе при вращении появляется так называемый момент девиации, который
создает добавочные давления на подшипники ротора и вызывает вибрацию
последнего (рис. 95).
В этом случае момент девиации равен
M—FI, (117>
где F — центробежная сила;
Р=^- оРг. (118)
Здесь А — вес неуравновешенной массы, причем Ar = Bi\.
9*
132
БАЛАНСИРОВКА РОТОРА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
большими биениями, нарушают нормальную
Для устранения динами-
ческой неуравновешенности
ротора следует найти место
приложения уравновешиваю-
щих грузов и их вес, при
вращении которых возникает
пара центробежных сил с
моментом Му - —М.
Необходимо иметь в
виду, что для насосов мак-
симальное допустимое биение
вала в сальниках с метал-
лической набивкой, а также
для торцевых уплотнений
должно быть порядка 30/z,
и вибрации, вызываемые
работу сальников и как след-
ствие вызывают выход агрегата из строя.
Радиальное биение деталей собранного ротора насоса не должно превы-
шать:
для шеек вала ........................................0,015 мм
для защитных гильз....................................... 0,030 »
для уплотняющих колец рабочих колес...................... 0,050 »
осевое биение на наибольшем радиусе рабочих колес..........0,25 »
В табл. 4 приведены размеры амплитуд вибраций для электромашин
и турбогенераторов по данным ОРТРЭС МЭС1 для динамической баланси-
ровки роторов.
Допустимая центробежпая сила от неуравновешеппого ротора должна
составлял ь не более 1—2% от общего веса, ротора. Принимаем 2% для веса
ротора до 100 кГ и 1 % для веса ротора более 100 кГ.
Таблица 4
Амплитуда вибрации по данным ОРТРЭС МЭС
Число об/мин Амплитуда
ОТЛИЧНО хорошо допустимо
До 1000 0,04 0,07 0,10
» 1500 0,03 0,06 0,09
» 2000 0,02 0,05 0,08
» 2500 0,015 0,04 0,065
» 3000 0,01 0,03 0,05
» 4000 0,005 0,02 0,03
» 5000 0,003 0,01 0,02
Различные типы станков
ветствующей литературе.
для динамической балансировки описаны в соот-
1 Львовский П. Г. Справочное руководство механикам металлургических
жаводов, Машгиз, 1951.
КРИТИЧЕСКОЕ ЧИСЛО ОБОРОТОВ
133
ГЛАВА XX
РАСЧЕТ ВАЛА
Критическое число оборотов
Размеры вала высокооборотных центробежных насосов определяются
критическим числом оборотов. При вращении рабочего колеса, смонтирован-
ного на валу, центр тяжести рабочего колеса для соблюдения динамической
балансировки должен совпадать с геометрической осью вала. В большинстве
случаев центр тяжести рабочего колеса нс совпадает с геометрической осью
вала, а лежит на некотором от нее расстоянии.
При вращении вала возникает центробежная сила, изгибающая вал, и
центр тяжести рабочего колеса во время вращения описывает небольшую
окружность. При достижении некоторой определенной скорости вращения
вал становится динамически неустойчивым и начинает вибрировать, но при
дальнейшем повышении скорости вибрация вала прекращается. Величина
вибрации характеризуется амплитудой колебаний; число колебаний в секунду
называется частотой колебаний.
Ес ли частота возмущающей силы совпадает с частотой собственных коле-
баний ротора, то наступает явление резонанса. При этом увеличивается ам-
плитуда колебания ротора, так как энергия колебаний повышается вследствие
работы возмущающей силы, совпадающей в течение каждого периода с напра-
влением движения; число оборотов, соответствующее состоянию резонанса,
называется критическим числом оборотов.
После прохождения критического числа оборотов ось вращения меняется
и рабочее колесо вместе с валом начинает вращаться вокруг оси, проходящей
через центр тяжести, а не вокруг геометрической оси. Вал в этом случае под-
вержен изгибу, и геометрическая ось вала при его работе выше первой крити-
ческой скорости описывает окружность вокруг центра тяжести.
Критическое число оборотов зависит от величины и точки приложения
нагрузки, длины пролета вала между подшипниками, диаметра и температуры
вала, типа подшипника и метода крепления подшипников. Критическое число
оборотов не зависит от положения вала (вертикального или горизонтального).
Критическое число оборотов вала определяется по формуле
«кр = 300 Уу- , (119)
где пкр—критическое число’оборотов в минуту; / — максимальная стрела
прогиба вала в см.
Минимальное критическое число оборотов
Чтобы многосту пенчатый высокооборотный насос работал ниже первой
критической скорости, необходимо предусмотреть в конструкции насоса вал
большого диаметра. При увеличении диаметра вала увеличивается втулка
рабочего колеса. Поступление жидкости в рабочее колесо на большом расстоя-
нии от оси колеса ухудшает условия входа, увеличивая угол атаки выше до-
пу стимого предела, снижает гидравлический к. п. д. насоса.
Кроме того, при увеличении диаметра вала отношение уменьшается
против нормального значения, вследствие чего нарушаются рациональные
пропорции каналов рабочего колеса.
134
РАСЧЕТ ВАЛА
Таким образом, для многоступенчатых насосов, если принять расчетную
длину пролета вала равной расстоянию между центрами выносных подшипников,
вал для обеспечения высокого к. п. д. насоса должен работать выше первой
критической скорости.
Однако уменьшение диаметра вала насоса при достаточной его прочности
лимитируется максимально допустимым прогибом, так как последний должен
быть меньше зазора в уплотнительных кольцах колеса и корпуса, который
равен 0,30—0,40 мм на радиусе.
Следовательно, максимальный допустимый прогиб вала не должен быть
более 0,25—0,30 мм.
Принимая максимальный допустимый прогиб вала / = 0,30, определяем
по формуле (119) нижний предел критического числа оборотов:
Г 1
пКр = 300 1/ 777757; = 1730 об/мин.
Т VjUoU
Факторы, влияющие на критическое число оборотов
В многоступенчатом насосе, обыкновенно в его середине, устанавливают
Л,
втулку, имеющую зазор по отношению к валу, соответствующий допуску -=А.
" ' ' -А3
Назначение этой втулки — уменьшить прогиб вала насоса и таким образом
служить внутренней опорой. Опыт показал, что горячий нефтепродукт, вода
и бензил, поступающие во втулку под давлением, являются хорошими сма ш-
вающими и охлаждающими жидкостями
Стационарные втулки, являющиеся промежуточной опорой, для перекачки
холодных жидкостей изготовляют из антифрикционного чугуна пли бронзы,
.а втулки, вращающиеся вместе с валом, — из цементированной стали марки
Ст. 15 или из каленой стали 3X13.
Для горячих жидкостей стационарную промежу точную втулку изготовляют
из каленой стали 3X13, а вращающуюся вту лку — из стали 1X13 с наплав-
кой стеллита пли сормайта.
При наличии промежуточной втулки, выполняющей до некоторой степени
функцию третьей опоры, вал можно ра<сматривать как балку на трех опо-
рах. При этом необходимо проверить критическое число оборотов вала, рас-
сматривая его как балку на двух опорах, чтобы в случае износа средней опоры
рабочее число оборотов не совпало с критическим.
Таким образом, теоретически вал пасоса будет работать вначале как
жесткий, а по мере износа промежуточной внутренней опоры он начнет ра-
ботать как гибкий вал.
Среда, в которой вращается ротор, также влияет на уменьшение вибрации
последнего, поглощая энергию вибрации.
Уменьшение веса ротора по закону Архимеда не влияет па снижение кри-
тического числа оборотов, так как масса ротора остается неизменной.
Прессовая посадка колес (пли затяжка колес па валу) посредством распор-
ных втулок и защитных гильз увеличивает жесткость вала.
Например, для вала восьмпступенчатого насоса теоретическое критическое
число оборотов было определено равным 1200 об/мин; усилением вала втулками
пренебрегалось; если же принять во внимание влияние втулок, колес и гильз,
то критическое число оборотов повысилось бы до 2190 об/мин.
13 действительности при испытании ротора без втулок было получено
пкр = 1300 об/мин, а прп затянутых вту рках и гильзах пкр = 1800—1900 об/мин.
В заключение следует отметить, что согласно опытным данным с высоко-
оборотными насосами критическое число оборотов ротора определяется не
расстоянием между центрами выносных подшипников, а расстоянием между
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
135
центрами сальников, особенно при применении металлической набивки и глу-
боких сальников. Поэтому для центробежных насосов, работающих при
п < 5000 об/мин, критическое число оборотов не вызывает каких-либо затруд-
нений и вал насоса можно считать жестким.
Определение критического числа оборотов
Критическое число оборотов вала постоянного сечения па двух опорах,
нагруженного в отдельных точках сосредоточенными силами от весов рабочих
колес, определяется по формуле Дункерлея. Получаемое по этой формуле зна-
чение критического числа оборотов на 3—10% ниже пстинного.
Если колеса отстоят от опор далее чем на четверть расстояния между
ними, погрешность в определении критического числа оборотов по формуле
Дункерлея не превышает 6%. При расположении нескольких колес в средней
части ротора эта погрешность не более 4%. Прп дисках, помещенных на кон-
солях с одной, пли обеих сторон от опор, ошибка колеблется в пределах 1—3%,
Формула Дункерлея выражается следующим образом'
1
"ср
111
7Пг + -^~ + ^- +
па пЬ пс
(120)
’>десь икр— первое критическое число оборотов ротора в минуту; па—первое
критическое число оборотов в минуту вала под влиянием собственного веса
и веса втулок п гильз; пь, пс — первое критическое чпсло оборотов в минуту
для каждой нагрузки в отдельности.
Значения па, Пъ, пс. .. определяются по формуле
где /х — статический прогиб вала в см под влиянием нагрузки, определяется
по табл. 6.
При переменном сечении вала средний диаметр вала определяется по
формуле
dBlll + rfB2Z2 + dB3 Z3 + ’ ’ •
(121)
Если ротор расположен на двух или трех опорах и если привести нагрузку
от веса вала, втулок, гильз и колес к двум сосредоточенным нагрузкам или
к равномерно распределенной нагрузке, то критическое чпсло оборотов ротора
можно определить по формулам таблиц 5 и 6.
Подробный графический расчет критического числа оборотов вала на двух
и трех опорах дан в различных справочниках и руководствах по конструиро-
ванию турбомашпп Ч
В табл. 6 приведены в удобном виде формулы для определения величины
напряжений от изгиба и величины стрелы прогиба для наиболее часто встре-
чающихся случаев при расчете вала насоса. Для консольной части вала опре-
деление критического числа оборотов производится с учетом жироскопического
эффекта по методу, разработанному^ проф. С. А. Тумаркиным 2.
1 Яновский М И. Конструирование и расчет иа прочность деталей паровых
турбин. Изд. АН СССР, 1947; Страховпч К II. Центробежные компрессорные
машины. Машгиз, 1940.
2 Р ы с и н С. А. Вентиляторы общепромышленного значения, стр. 50. Строй-
издат, 1951.
136
РАСЧЕТ ВАЛА
Таблица 5
Критическое число оборотов для валов с двумя сосредоточенными нагрузками
пг и п2 = 1/-А-[U2+V2^V(U2+V2)2 — 4AU2V2]-,
Для определения внутренний радикал берут со знаком минус, для па — со зна-
ком плюс.
Значения величин A, U, V в зависимости от схемы нагрузки вала приводятся ниже.
/ IW/ 1И/2
‘~о?
~
A—l _______( fl22
\ 2 (Z — ах) (Z — а2)
£7=164 000—-р------г-1/ Z/FTj;
“i (7 — Oi) Г
V = 164000 п д 1/W,
fl2 (* * ^2/ ’
n“ = 232000^(Z^)/Z^
"1 = 232 000 ;
л-i <г+а)д •
47(Z4-c} ’
У = 164 000
<7Д
cVW2 (1+с)
и = 164 oood21/ -nAir;
Г Wra2b2
_ М\а2Ь2
У1 ЛЁТГ
W^c
'6ЁЛ
(Z2 — а2);
W2c2 ..
?/2=-з&Г(/+с)
W^c
6EJJ
(I2—а»)
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
137
Продолжение табл. 5
А 1 16 1+с ’
С?2
Г1=Ш00° “Трои-
ла
U = 653 000--------;
I I IFXZ
_ IFjZ3 W2cl2
У1 48EJ 18EJ ’
W2c2 (14-с) Wid2
2/2 — 3EJ 16EJ
п _ (Zi+«i)2
1 4Zi(Zx+Za) ’
(z2+^2
а 4Ze(Zx+Z2) ’
л = 1________с1са -
(1—СХ)(1—са) ’
U - 164 000
d2 у/ 1Т
а11>1 Г ^1(1------------С1)
V= 164000
1/ *2
а2Ьг Г W2 (1 — с2)
6 W2-mh/^
____’L_______1_____
V? {/г Чг \Ч?
^—L -*
их и п2 = 592 000 - — х
iVw^T
X \ Л1 + т ± У 14-лп2 —1,388m
d2
nj = 652 000 — -
I у И’у
d2
r> 2 = 985 000-=-;
u Wjl
7Т7У3
768EJ
СО
QO
Таблица 6
Определение напряжений на изгиб и стрелы прогиба вала насоса
Схемы нагрузок вала Напряжение от изгиба a Наибольшее напряжение от изгиба амакс Стрела прогиба в любой точке Максимальная стрела прогиба
1 jljLI, ин ,н * JC TV и 1 2Wbl Г a) __ Wl [Гмакс 8jpb Wx (1 —х) . ,, .. у= 2^Л _ 5 И'/4' 'машз~ 384 EJ в середине
w L г tv 2 в центре
2 2 Л - *—X , * ь!г -*ч -+~— ~x~2_ -L J IV 2 tlx a= 2ГГЙ _ п' ^маис- 4 и в центре ’-та ,3'!-4”> _ Wl3 /макс— 48TTJ
г Для отрезка a Wbz ° ~ ™ьГ _ Wab '’макс— W i в точке приложения Для отрезка а Wbcc У = -^Г^-х^-Ь^ Стрела прогиба под на грузкой W Wa2b2 _ ЗЕЛ ’ если а < Ь, , _ IVav3 /макс— 3^л - , 1/ 1 , 2а r№v~b V з+зь
3 I Wb L I «- X ' V- —* * a «4* b * * L «- tvh L Для отрезка b Wav ° нагрузкп Для от резка b
РАСЧЕТ ВАЛА
Для отрезка с
<4
IV
< А
Wc
~ L
В
IF , \
ff= х(с-и)
с
r-z Lou
“ ~'L ~
l£(c+/)
I
Для отрезка /
ff= H--b/ (/‘
Для отрезка d
а = О
IV
W
W(/-x)1
а =
I
VJ
_ J £
стмакс и1
b
в точке zl
а = 0 в точке J3
Д 1я отрезка с
У- (Зси-иг + 2с/)
Для отрезка /
У^ЕЛ(1~Х>>(21 ~Х}
Для отрезка d
И с1ш
У~~6ЁТ
Стрела прогиба под на-
грузкой В’
. ’Гс2 / . п
, = ^EJ{C+1}
Максимальная стрела
прогиба, направленная
вверх,
B'cZ*
15,55 EJ
В точке х = 0,42265 I
Стрела прогиба свободного
конца вала
Weld
5EJ
_ WI "макс- 21ИЬ в точке защемления А Wt2 у = -2^Т^21-Х)2] - И/3 /макс— 8EJ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
Схемы нагрузок вала
Напряжение от изгиба о
И/
4
6
W
° = т(1~х)
IV
L
wi {
5 /г—
1 >Р-
5/8 W
W
<. Н Н И г у у ♦
L
3/8 W
Ж(/-х) М
21ГЬ I U
Продолжение табл. 6
Наибольшее напряже- ние от изгиба Пиане Стрела прогиба в лю- бой точке Максимальная стрела прогиба
„ -WI макс ЙЪ в точке защемления А Wx* /Q7 \ y=GEJ-{3l~x} иакс 2EJ
—И7/ амакс==т в точке защемления А, 1 <т=0 в точке х=-т-1, _ 9 WI макс-128 Wb 5 , в точке ®= 1 О Wx^l—x) У~ МЕЛ 2Х) Максимальная стрела прогиба при X = 0,57851 f WP макс 185EJ В центре Ж/» /-192ЛУ
РАСЧЕТ ВАЛА
Wab(l+b)
2LZ
i
V/a?(3l-a)
2l3
m = (Z+a) (l+b)+al
n = al (l^b)
ff=
ff=
Для отрезка a
Wb ,
2Wbl* П m
Для отрезка b
Wa!v /r,,
2Wb I» (3Z a
^макс 2И^ь Zs
в точке защемления А,
_ Жа» b
° маис----2Wb I3
под нагрузкой,
Если а <0,5858 I, то
/
^макс > ° макс
Если а=0,58581, то
/
°макс = Смаке =
_Ж_/
±5,83Й'ь ’
Если а >0,5858/, то
/
^макс > ^макс»
_ п
ст = 0 в точке 27= —
Для отрезка а,
ТГж2 b
у=’12а)р {3п~т^
Для отрезка Ь,
Wa2 и
y=s IZEJl3*
X [31» b—Av3 (31—а)]
Под нагрузкой
f _ Wa3 Ь* ,9, , м
12Я.773 (3Z+6)'
Еслп а <0,5858/,
. _ Wa3 b л f b
;«акс- } 2НТ
в точке v == 11/
г Zt (
Если а = 0,58581,
. _ W13
/макс Ю1,9 EJ
под нагрузкой
Если а > 0,5858 I,
. Wbn3
/макс ~ ^EJm3l3
в точке х= —
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
Схемы нагрузок вала
Напряжение от
изгиба <т
(V: --------------L---------U V/
2 2
1П (_1_
°~2Wb I 6
) Wo2b
life2 Wa2 n , OM
-гз-(/ + 2а) — (Z + 26)
Для отрезка a
TFJ2 , ,
°~Wbl3
— x (Z + 2ai]
Для отрезка b
Wa3
a~ w3 [6Z
- v(l + 26)]
Про д о л ж е н и е т а б л. 6
Наибольшее напряже- ние от изгиба Mdnb Стрела прогиба в любой точке ^Максимальная стрела прогиба
lF/_ ffManc — i2Wb " в точках защемления А и В, <7 = 0 при х = 0,7887/ и х = 0,2113/ _,И_ аманс~ 24ТУь в центре У~ 21>.Ь.Л ( IF/» 'макс — 384£.7 в центре
В точке А _ И’аЬ2 ^макс — В точке В Wa2b <тманс = п а1 а = 0 для х = - 1 -J- ltd ы И v~ l + 2b 2Wa2b2_ <тманс— ррьр под нагрузкой Для отрезка а Wx2b2 Г 9 п у~ &ЕЛ3 + + / (а—ж)1 Дin отрезка b y=-}^[2b(l-^ + + l(b-V)] Под nai рузкой Wa3b3 ЗЕ J Is ’ если Ъ> а 2Wa2b3 3EJ(l+2b)2 2Ы ПР“ v = 7+2j-
РАСЧЕТ ВАЛА
определение критического числа оборотов
143
Схема нагрузок вала
Напряжение от изгиба а
Между А и нагрузкой
W
И
Между В п нагрузкой
___5
Тб’ ГГЬ“
/4
IV,
а,--*-Ь
а2~*~
Между Л и nai руз-
кой TFj
co7?j
Меж (у В и нагруз-
кой
Продолжение табл. 6
Наибольшее напряжение от изгиба амакс Стрела прогиба в любой точке Максимальная стрела прогиба
_ 3 И7 ‘’маис— IQ в точке А п 3 , <7 = 0 при х= 1. 5 WI <Тмакс - 32 jjzb Между А кой W _ Wx2 У~ 99EJ Между В кой W - Wv У ~ 9QEJ и пагруз- (9Z—11^) и пагруз- (3/2—5г2) WZ3 /макс- 107,33/i’J при !/• = (),4472Z ,__7 WZ3 1 768 EJ прогиб под нагрузкой
в середине пролета
Между А кой И7! и нагруз-
Под нагрузкой W-i СО [ У~ 6EJ 1 (?1-со)Х
X (G + со)/?!
°- li J
РАСЧЕТ ВАЛА
10 Заказ 234.
'га“2(/1+/2)[ 1, ^+а^+ <7=^^ M)- Под опорой В Между В п нагруз- кой П j Под нагрузкой IVj
। W2a2b2 . 1 — W!«!»]. т У~ЪЕПг О Л J 4 1
1" V2 f а2) J о =~Т^~
д = Wjbi—m ^1 Между В и нагруз- кой W2 Под нагрузкой И'2 х (^1Н“а1)—и i^2— — т ^11г — и) (Zx— и)] — т (/i + nj]
Жа63- т Л2 7 £2 n_ + I W2a2 + m a=T2iv-b - TV 2^2*^] • а2В2 Между В и нагруз- кой ТУ2 Под нагрузкой W2
wb Наибольшее значение о является максималь- ным y=Wr2lPr26,2ft2X X (?2 + я2) — И72а2ж2 —
'1 l2 Между С п нагруз- кой W2 - т (212 — т) (12 — х) ] -m(l2+a2)]
Между С и нагруз- кой W2
vR. <J = fj —
(72+Р В2 Р- l2 J
Примечание. Стрела прогпба дана для вала постоянного сечения. Изгибающий момент ранен стТГ^.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРИТИЧЕСКОГО ЧИСЛА ОБОРОТОВ
СЛ
146
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Наименьшее критическое число оборотов прп консольном расположении
колеса на валу определяем по формуле
пкр = Кпкр,
где К — коэффициент, определяемый по диаграмме рпс. 96; — критическое
число оборотов вала без учета жироскопического эффекта; и1(р— критическое
чпсло оборотов с учетом жпроскопичсского эффекта.
По дпа1 раммс рис. 96 находим величину
К в зависимости от отношения а длины кон-
сольной части с к пролету I и отношения
радиуса инерции колеса q к пролету I:
Рис. 96. Величина К в зависи-
мости от отношения ‘а и отноше-
ния д.
с
а~ Т:
V=JT
Q можно принять в
Радпус инерции колеса
пределах 0,7—0,75 радиуса колеса.
Расчет вала па прочность
Кроме проверки вала на максимальный
прогиб и критическое чпсло оборотов, необ-
ходимо проверить величину напряжении,
возникающих под действием крутящих и
изгибающих моментов:
Ьпшс = -у ^<Cf2 + 4Т2 кГ!СМ*- (122)
Здесь а — --наибольшее нормальное напряжение <>т изгиба в кГ)см2\
"в
= —А—наибольшее касательное напряж шие от кручения в к! /смл, где
Л/т = 71620 - - кГ!см.
(123)
Так как вал пасоса обыкновенно имеет переменное сечение, то необходимо
определить сечение, для которого о2 -|- 4та есть максимум.
'ГЛАВА XXI
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Толщина стенкп наружного цплнрдрпческою корпуса пасоса, подверженного
внутреннему давлению
Толщина стенки наружного цилиндрического корпуса насоса, подвер-
женного внутреннему давлению, должна быть не меньше вычисленной по фор-
муле
Р°в
2Rz<p— р
+ С,
(124)
s =
ТОЛЩИНА СТЕНКИ НАРУЖНОГО ЦПЛПНДРПЧЕСКиГО КОРПУСА
147
где s — толщина стенки в см; р — расчетное внутреннее давление в кГ{см2-,
Bz — допускаемое напряжение на растяжение в кГ)см2; DB — внутренний
диаметр сосуда в см; у — коэффициент прочности продольного шва; С — при-
бавка на коррозию к расчетной толщине стенки в см; для слабо корродпрд ющей
среды С = 2 мм, для среднекорродирующей среды С = 4 мм, для сильно кор-
родирующей среды С =-- 6 мм, для некорродирующей среды С = 0,5—1 мм.
Формула (124) применяется при температуре стенки сосуда t 400°
D
и при К <" 1,1, где К = , a Da — наружный диаметр сосуда в см.
Примечание: Окончательный выбор толщины стенки внешнего корпуса
дается с учетом отсутствия коробления корпуса при рабочей температуре.
Если отношение р—> 1,1, то применяется формула Ламе
/ /” <рН р \
s = г I / - - - 1 + С, (125)
\ I 4>Rz~p ) ' '
где г—внутренний радиус сосуда в см, остальные обозначения тс же, что»
и в формуле (124).
Выражая через напряжение az. имеем
Д2+г2 /л-ж >
= Р -дг_2га- » (125а;
где 7? — внешний радиус сосуда в см, В — s г.
В тонкостенных сосудах, для которых К < 1,1, разность температур
вид трепней и внешней стенок сосуда незначительна.
В толстостенных сосудах, для которых К > 1,1, рассчитываемых по фор-
муле Ламе, необходимо учесть еще температурные напряжения, возникающие*
вследствие разности температур наружной и внутренней стенок сосуда.
Температурные напряжения, возникающие вследствие разности температур
наружной и внутренней стопок сосуда, можно вычислить по формуле Лоренца:
для внутренней стоики
G1 = "Г аЕ — (л2— 1 — [Тп а) ’ (126)
для наружной стенки
ст2“ 2“ аЕ~~ G* —1 — ТгГа) ' 1 >L'
Положительное значение напряженпя а соотвстств}ет"растяжснию,га отри-
цательное — сжатию.
В этих формулах приняты следующие обозначения: а — коэффициент
удлинения; Е — модуль упругости в кГ/см2: tB— температура внутренней
стенки сосуда в °C; 1П — температура наружной стенки сосуда в °C; т — коэф-
фициент Пуассона, равный 0,3; К — отношение .
В
После того как будет найдена величина температурных напряжений
и сг2, последние суммируются с напряжением, найденным по формуле Ламёг
причем сумма напряжений должна быть вообще меньше допускаемого для дан-
ного металла напряженпя.
10*
148
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Расчет фланцевых соединений
Соединения между крышками и внешним корпусом насоса осуществляется
посредством фланцев. Между фланцами устанавливается прокладка, изгото-
вленная из сравнительно мягкого материала, поэтому при затяжке болтами
она сжимается и заполняет неровности поверхностей фланцев.
При расчете фланцевых соединений определяют усилия в шпильках и
напряжения во фланцах.
Прокладки. Выбор прокладок зависит от температуры, давления п кор-
розионных свойств нефтепродукта.
Для рабочих давлений до 16 кГ/см2 nt'' 80° для нефтепродуктов приме-
няется клингерит; для насосов с горизонтальным разъемом корпуса толщина
прокладки должна быть не более 0,5 мм. Для рабочих давлений до 25 кГ/см2
и t = 250 4- 400° применяется алюминиевая прокладка с асбестовым сердеч-
ником, для рабочих давлений выше 25 кГ!см2 и при t = 250 4- 400е применяются
прокладки из мягкого отожженного алюминия, железа армко, а для коррозион-
ных нефтепродуктов — прокладки из мягкой легированной стали с содержанием
хрома 4—6% и 11—13% пли с содержанием 18% хрома и 8% никеля.
Твердость металлических прокладок должна быть не более 70 4- 100 по
Бринеллю.
Толщина прокладок для цилиндрических фланцев не должна превышать
2 мм.
Плотность фланцевого соединения зависит от давления Q в кГ, приложен-
ного для сжатия прокладки и определяемого по формуле
Q = np'wG, (127)
где р' — давление, необходимое для сжатия прокладки, в кТ^см2-, ш — ширина
прокладки в см\ G — средний диаметр прокладки в см.
Опытным путем найдено, что давление, необходимое для сжатия прокладки,
для обеспечения плотности фланцевого соединения
р' — тр,
где р — внутреннее рабочее давление в кГ/см2-, т—-коэффициент зависящий
от типа и материала прокладки и метода уплотнения.
Кроме того, действительная ширина прокладки w заменяется эффективной
шириной Ь, которая зависит от типа поверхностей флапцев.
Таким образом, уравнение (127) можно представить в следующем виде:
Q = 2nbGmp. (127а)
Эффективная ширина прокладки b для различных типов поверхностей
фланцевых соединений выбирается по табл. 7. Коэффициент т определяется
по табл. 8.
Расчет шпилек. Шпильки фланцевого соединения должны быть рассчитаны
так, чтобы:
1) выдержать максимальное внутреннее рабочее давление па площадь,
образуемую средним диаметром прокладки, и обеспечить плотность соединения:
Wm= Н 4 Q, (128)
где TVm— нагрузка па шпильки при максимальном давлении в кГ;
Н — гидростатическое давление в кГ\ Н = G2p;
Q — давление, необходимое для сжатия прокладки и обеспечения плот-
ности соединения, в кГ, определяется по формуле (127а);
РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
149
Таблица 7
Эффективная ширина смятия прокладки для различных типов
Эффективная ширина Ьо смятия прокладки
Эскиз уплотняющей
поверхности
И
П
1 to < ZZZz
" W///' 2
u' z / zZ'////^/Z/zз Si L_
л
п Mf * >z^Zz<Z^/'z<Zz' Yz////z
. п zw 6
п » J/S///7///S tzzz/z W 7
->|М *zz ''-''ZzO’' ZZ 8
n T Л "2
W+r 2 ' 'макс И' + Т . 2 № \ макс
W + n W+3n
4 8
w • (пУ W+n (Зп 1
2 ’ 4 4ин 4 ' 8 Чшн
3л 7п
8' 16
Зл 7п
8 16
Л Зп
~т 8
п Зга
“4’ 8
W
8
Примечание. Расчетная аффективная ширина прокладки в фармуле (127а) прини-
I ^0
мается Ь = Ь0, когда i0<6 мм; Ъ= —Г)~, когда Ьо>4 мм.
150
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Таблица 8
Значения прокладочного коэффициента т и удельного давления у, допускаемого
прокладкой____________________________________________________________________
Материал прокладки Прок ла доч- I ный коэффи-j цпент | т Минимальное расчетное на- пряжение на смятие у, кГ/см2 Тип уплотне- ния см. таОл. 7 Эффективная ширина см. таОл. 7
1. Резина или резина с асбестовым волокном твердость < 75 по Шору . . . » > 75 » » ... 0,50 1,00 0 14 1, 4, 6 II
2. Асбестовый лист <5 = 3 зим 4 = 1,5 » <5 = 0,8 » 2,00 2,75 3,50 ИЗ 200 460
3. Резина, одетая в ткань . . 1,25 28 Все II
4. Резина с асбестовой тканью 3 слоя 2 » 1 слой 2,25 2,50 2.75 155 204 260
5. Лист из растительного волокна . 1.75 77 1, 4, 6 II
6. Спирально витой металл с асбес- товым наполнением углеродистая сталь . . . . ^ нержавеющая сталь 2,50 3,00 204 320 1а II
7. Волнистый металл с асбестовой • обкладкой или волнистые метал- лические прокладки с асбестовым наполнением мягкий алюминий мягкая медь железо или мягкая сталь . . монель или 4—6% хромистая сталь нержавеющие стали 2,50 2,75 3,00 3,25 3,50 204 260 320 390 460
Волнистый металл мягкий алюминий мягкая медь железо или мягкая сталь . . монель или 4 — 6% хромистая сталь нержавеющие стали 2,75 3 00 3,25 3,50 3,75 260 320 390 460 535
9. Прокладка из гладкого металла с асбестовым наполнением мягкий алюминий мягкая медь железо или мягкая сталь . . монель 4—6% хромистая сталь . . . нержавеющие стали 3,25 3,50 3,75 3,50 3,75 3,75 390 460 535 460 535 535 1а, 2 II
РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
151
Продолжение табл. 8
Материал прокладки Прокладоч- ный коэффи- циент т Минимальное расчетное на- пряжение на смятие у, кГ1см* Тип уплотне- ния см. табл. 7 Эффективная ширина см. табл. 7
10. Сплошные металлические про- кладки из гладкого металла мягкий алюминий мягкая медь железо или мягкая сталь . . монель или 4—6% хромистая сталь нержавеющие стали 4,00 4 75 5.50 6,00 6,50 630 1270 1540 1830 Все I
11. Овальные металлические про- кладки железо или мягкая сталь . . монель или 4—6% хромистая сталь нержавеющие стали 5,50 6,00 6,50 1270 1540 1830 8 I
2) создать давление, способное деформировать прокладку в холодном
состоянии без внутреннего давления в сосуде. Нагрузка, допускаемая про-
кладкой, в кГ будет равна
Wm - Ну = nbGyr,
(128а)
где у — удельное давление, допускаемое прокладкой, в кГ/см2 (см. табл. 8);
г — отношение допускаемого напряжения в шпильках при рабочей температуре
к допускаемому напряжению в холодном состоянии.
Для расчета шпилек принимается большее из полученных значений Wm.
Для низких давлений обыкновенно приходится рассчитывать шпильки по фор-
муле (128а). Для высоких давлений шпильки рассчитывают по формуле (128).
В случае очень высоких давлений вследствие слишком большой удельной
нагрузки на прокладку при малой ширине прокладки необходимо проверить
допускаемую нагрузку на прокладку по формуле (128а).
По сечению болтов Лв и величине допускаемого напряжения в рабочем
состоянии Rz определяют величину
Wa =nABRz, (129)
где п — число болтов; Ав — площадь поперечного сечепия шпильки по внут-
реннему диаметру резьбы в см2; Rz — допустимое напряжение при рабочей
температуре в кГ/см2.
Максимальный допустимый шаг t в см между болтами для плотного соеди-
нения определяют по формуле
' “ * + "STK5 • <130>
где da — диаметр болта в см; s — толщина фланца в см; т —коэффициент
прокладки (см. табл. 8).
Фланцы бывают двух типов — свободные и цельные.
Флапец со втулкой, для которого рабочее давление выше 20 кГ1см2, тол-
щина металла втулки больше 1,5 см, и отношение внутреннего диаметра к тол-
щине втулки менее 300 рассматривается как цельный фланец. Для корпуса
152
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
насоса все расчеты ведутся для цельных фланцев. Цельный фланец подвергается
трем видам напряжения: продольному напряжению во втхлке, радиальному
напряжению во фланце и тангенциальному напряжению во фланце. Эти напря-
жения вызываются моментами, возникающими от нагрузки болтов и внутрен-
них давлений в сосуде на площадь, образуемую средним диаметром прокладки.
Нагрузка на болты W для расчета фланцев принимается как средняя ве-
личина между действительной нагрузкой на болты и нагрузкой, которую болты
могут воспринять:
(131)
Рис. 97. Фланцы цельного типа.
В тех случаях, когда уклон втулки, смежной фланцу, превышает 1 : 4, применять детали эскизов з и <
Примечания. Радиус валика - должен быть минимум 0,25 но не менее 5 мм. В представленных
деталях не показана прибавка металла на коррозию. В эскизе з нагрузка и размеры не показаны, но
такие же, как на эскизе 2. На эскизе 6 нагрузка и размеры не показаны, но такие же, как на эскизе 5:
а — 0,25 ро, но не менее 5 мм; сварной шов может быть обработан в углах по радиусу, как указано
на эскизе 1.
Если болты могут создать большую нагрузку, чем нагрузка внутреннего
давления в сосуде, фланцы следует рассчитывать на
W = Wa-
(132)
Определение напряжений во фланцах. Для цельных фланцев суммарный
момент, действующий на фланец,
ТИр = MD -ф MG -ф Мт
или
Мо = HDhD + (W~H) hG -ф (Я — НD) hT, (133)
где HD — нагрузка на фланец от сил внутреннего давления в кГ, НD —
= —р — внутренне^ рабочее давление в кГ/см\ В — вид тренний
диаметр сосуда в см\ hD — плечо пзгпбающей силы HD, равное расстоя-
нию от болтовой окружности фланца до точки приложения силы НD.
Точка приложения силы HD зависит от типа фланца и определяется
по уравнению (рпс. 97) hD — В -ф -у-; W—расчетная нагрузка на шпильки,
определяемая по формуле (131); Я—усилие, соответствующее рабочему
РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
153
давлению среды р по среднему диаметру прокладки G, в кГ\ Н = — G2p;
hG — плечо изгибающей силы (IV — Н), равное расстоянию от центра про-
кладки до болтовой окружности фланца; hG = —-— ; hT — плечо изгибаю-
щей силы (И — которая равна нагрузке на кольцевую площадь между
диаметрами В и G (см. рис. 97):
. ^ + #l+/*£)
1т ~ 2
Расчетные напряжения для фланцев. Напряжение во фланцах рассчиты-
вается по формулам (139), (140) и (141).
Если Rz — максимально допустимое напряжение па разрыв в кГ/см2,
то продольное напряжение во втулке фланца должно удовлетворять условию
SH Х1,5 7?г.
Радиальное напряжение во фланце
Jl Z
Тангенциальное напряжение во фланце
sT < Rz-
Кроме того, должно быть
Sh + SR г>
~2---- В
и
Продольное напряжение во фланце
С _
- Lgl*B
Радиальное напряжение во фланце
, _ (4'е+,)*«
° Л Lt2 В
Тангенциальное напряжение во фланце
О __ _____ у г,
°т— 1*В ~^R‘
(134)
(135)
(136)
(137)
(138)
(139)
(140)
(141)
Напряжение на срез в сварных швах должно быть не больше 0,8 Rz-
Обозначения:
Wm — нагрузка на шпильки в холодном состоянии в к/’;
Wa—максимально допустимая нагрузка на шпильки в кГ,
W—расчетная нагрузка на шпильки, принимаемая в расчете флан-
цев, в кГ;
Н — усилие, соответствующее рабочему давлению среды по среднему
диаметру прокладки G, в кГ, Н = 0,783 G'p;
Q—усилие на прокладку в кГ\
154
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Ну — нагрузка, допускаемая прокладкой, в кГ;
G — среднпп диаметр прокладки в см;
р —максимально допускаемое рабочее д 1вленпе в кГ/см2;
Ь — эффективная ширина прокладки в см (принимается согласно
табл. 7);
и — ширина прокладки в см;
со — ширина поверхности фланца, соприкасающегося с прокладкой,
в см;
т — коэффициент прокладки, зависящий от типа и материала про-
кладки и типа фланцевого уплотнения (принимается по табл. 8);
Рис. 98. Величина / (поправочныи коэффи-
циент для напряжений во втулке); / — 1 (ми-
нимум); / = 1 для втулок равномерной тол-
щины — g1/g0 = 1; t = 1 для свободных флан-
цев со втулками.
С —диаметр болтовой окружности в
у — удельное давление,
допускаемое проклад-
кой, в кГ[См2 (прини-
мается по табл. 8);
г — отношение допустимого
напряжения при рабочей
темнерат’, ре к допускае-
мому напряжению в
холодном состоянии;
Ав — площадь болта по внут-
реннему диаметру резь-
бы в см2;
А — внешний диаметр флан-
ца в см ;
В —вну тренний диаметр
фланца в см; если
B>20g, тогда в фор-
мулу (139) для опреде-
ления SH вместо В п(д-
ставляется Вг = В + g;
если /<1 см (график
рпс. 98), если /^1,
= В + £15
fl
C-M’jf.
В—радиальное расстояние от болтовой окружности до точки пересе-
чения втулки фланца с поверхностью фланца;
gv — максимальная толщина втулки у стенки фланца в см;
gr, — минимальная толщина втулки фланца в см;
М„— суммарный момент, действующий па фланец, в кГ см;
К = ~---отношение внешнего диаметра фланца к внутреннему диа-
метру;
h — длина втулки в см;
t — толщина фланца в см;
F
е ~ h0 ’
Bz — максимально допустимое рабочее напряжение для стали в кГ/см2;
SH—продольное напряжение во втулке в кГ/см2;
SR—радиальное напряжение во фланце в кГ/см2;
S.t — тангенциальное напряжение во фланце в кГ!см2;
/ — коэффициент, определяемый по графику рис. 98, в зависимости
от величины h0 = | Bg0\
т __ ,c + 1 I /3
T "Г d ’
РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
155
где Т — по графику рис. 100; К = (по графику рпс. 100);
F
е — — (F по графику рис. 99);
d=-yrhogoz (U — по графику рис. 100, V — по графику рис. 99);
Z — величина по граф) ку рис. 100; Y — но графику рис. 100.
Рис. 99. Величина F и V (коэффициенты, относящиеся к
фланцам цельного типа).
Примечания к расчету. 1. Метод расчета не распространяется на фланцы,
у которых прокладки выходят за окружность болтовых отверстий.
2. Фланцы на резьбе допускаются прп температурах ниже 230°, прп диа-
метре до 300 мм до р = 9 кГ/с.и2 и при р ^9 иГ]см2 при диаметре до 75 мм.
3. Шпильки предпочтительны со сквозной резьбой или с заточкой между
резьбами.
4. Плоские приварные фланцы ограничиваются следующими условиями:
давлением 20 кГ1см2, температурой 370° и толщиной стенки трубы в 16 мм
при < 300.
156
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
5. Напряжение па срез сварных швов фланца считается по наибольшей
величине Н и Ну.
6. При желании обеспечить запас прочности флаппа последним рас-
'1.02 1.03 1.0Ц05 ЦПIfiSIJO 1,20 1J0 tfiOIjO 1J01p02pD ЗрОЦООЗрО
Рис. 100. Значения Т, U, Y, Z (значения, включающие К).
№ (1 + 8,55246 1g К) —1
1 “(1,04720 + 1,9448 К2) (К—1) ’
, +2 (1 + 8,55246 1g К)—1 .
U 1,36136 (+2—1) (К— 1) ’
¥=^[0,66845 + 5,7169°^^] ;
Z = *2* . Коэффициент Пуассона принят равным 0,3.
А2 — 1
Таблица 9
Определение коэффициента К для расчета толщины стенок крышек
Для случая, когда плоское днище прикреп-
лено болтами, или прикреплено к цилиндриче-
скому корпусу, пли составляет одно целое с
нпм
Условие применимости для эскиза б: d<.600 леи.
4- > 0,05
а
РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
157
Продолжение табл. 9
К=0>25
Для донышек, привариваемых встык (схема в),
или штампованных за одно целое с сосудом (эс-
киз г), при условии, что радиус т загиба доныш-
ка не менее трехкратной толщины sx борта до-
нышка, т. е.
Примечание. Для толстостенных сосудов до-
пускается уменьшение г до 0,8 sx. Прп этом, если
г меньше oxj, коэффициент К принимается рав-
ным 0,3
Для отбортованных донышек, присоединенных
к корпусу аппарата по ред твои кругового шва
внахлестку, клепаного илт. выполненного сваркой,
или навернутого на резьбе на конец корпуса ап-
парата прп условии гмпн>3^1.
Запас прочности в резьбовом соединении дол-
жен быть не менее 4
Для донышек и крышек, присоединенных на
болтах таким путем, что затяжка болтов вызы-
вает изгиб крышки
158
РАСЧЕТ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
Продолжение табл. 9
^миг 1>25s2
ймакс<5
Расчет стенок корпуса п крышек
Условные обозначения:
s — толщина стенки в см\
р — рабочее давление среды в кГ)см2-,
Rb — допускаемое напряжение на изгиб в кГ]см2\
К — коэффициент (значение см. ниже);
С —прибавка па коррозию (см. «Расчет наружного цилиндрического корпуса
насоса»);
d — размер, взятый, как показано на приведенных ниже рисунках, в см\
W — нагру зка на болты (см. расчет фланцев) в кГ\
Н — общая гидростатическая нагрузка на поверхность, ограниченную внеш-
ним диаметром соприкосновения Z)K п, в кГ\
н = р—^. (142)
или
пли
Минимальная толщина стенкп плоских крышек, плоских неукрепленных
днищ, заглушек и т. п. деталей рассчитывается по следующим формулам:
гк+с (143)
оъ = К d2p (S-C)2 ’ (144)
1 0-С)2Ль (145)
р~ К
Коэффициент К определяется согласно табл. 9.
Допускаемое напряжение Rb для пластичных материалов выбирается
наименьшее из условия запасов: 2,9 против <ть; 1,25 против <т8 (для легирован-
ных сталей запас 1,35). При этом учитывается, что напряжения в плоских дни-
щах изгибающие.
Расчет укреплеипй отверстий
Укрепление отверстия до равной прочности с листом корпуса в месте рас-
положения отверстия (с целым листом) выполняется по следующему* * s * 7 правилу.
В продольном сечении площадь вырезанного металла сосуда (для получе-
ния отверстия) должна быть компенсирована соответствующим металлом,
прикрепленным по краям выреза, причем должно быть выполнено указанное
ниже требование (рис. 101).
Площадь сечения металла в пределах прямоугольника (с учетом сечения
сварных швов) за вычетом сечения металла на коррозию (обведено пунктиром)
и за вычетом толщины стенки штуцера (штриховка крестиком), соответ
ствующей необходимой для восприятия внутреннего давления цилиндриче-
ской частью штуцера, должна быть не менее площади 2 d (t — с).
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ ЗАПАСЫ ПРОЧНОСТИ
159
Определение габаритов GHKJ дапо на рпс. 101. Прп этом принимается
наименьший из размеров 2,5 (I—с) или 2,5 (и — с).
Расчет толщины степкн корпуса, находящегося под внешним давлением
Для коротких цилиндров с-р-<12 расчет производится по формуле
2,1 рР
(146}
п
^fd+2c)-^------>
Минимальная тол-
щина
g <ь
н
It
о
Толщинарддшря на
усиление выреза ।
\(t-c)E,
*2
----
А
Рис. 101. Укрепление отверстий. Правый
эскиз — пример готовой конструкции.
о — конструкция сварных гпвов может быть
изменена при необходимости.
с \tc)E
2(&2с)
^2
т.
у
где р — расчетное рабочее давление в кГ/см2-, as — предел текучести в кГ]см2\
D — внешний диаметр цилиндра в см-, L — длина цилиндра в см.
Рекомендуемые запасы прочности
Запасы прочности принимаются по табл. 10.
Таблица 19
Категория сосудов и выбор металла в зависимости от категории (по Котлонадзору)
Категория сосудов Допускаемое давление, кГ1см2 (избы- точное) Температура стенни, °C Допускаемые н применению стали
I] IB До 850 До 750 ) До 550 1 Легированные
II ij До 475 J Легированные и качественные углеродистые
IV До 50 До 350 Качественные углеродистые п углеродистые обыкновенного качества
V До 16 До 250 Углеродистые обыкновенного качества
Котлонадзор рекомендует в последних «Правилах» допускаемое напряжение 7?рао
принимать равным одной из трех величии:
gb . рт . рп ,
* ’ "т ’ "п
где гть—предел прочности материала при 20°; <гт— 0,2% условный предел текучести
прп рабочей температуре; нп — условный предел ползучести (напряжение, вы навающее
скорость ползучести 10—7 мм/мм час) при рабочей температуре стенки, пъ, п^, и —.
соответс.твуюп|пе запасы прочности.
160
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
При расчете сосудов на прочность но формулам ЦКТИ следует принимать
Категория п п п
сосудов о т п
I, И, III 4,35 2 1
IV 4,35 2 —
V 4,0 — —
Рис. 102. Зависимость между темпе-
ратурой деталей фланцевого соеди-
нения и температурой пара в со-
суде.
J — проклапьа; 2 — фланец; 3— шпильки.
Применение цветных металлов для
изготовления сосудов ограничивается сле-
дующими температурами стенки: медь,
латунь, бронза 250°, свинец 140°, олово
100°, цинк 120°, алюминий 150°, ни-
кель 500°. i
На рис. 102 показана зависимость
между температурой деталей фланцевого
соединения и температурой пара в сосуде.
Л II Т Е Р А Т.У Р А
API ASME Code, 1951, CHI А Пеогневыс
сосуды под давлением для нефтепродуктов и
газов.
В и х м а н, Бабицкий, Вольф-
сон. Расчет и конструирование нефтезавод-
ской аппаратуры. Гостоптелпздат, 1953
ГЛАВА XXII
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
При перекачке нефтепродуктов, а также других жидкостей, имеющих
большую вязкость, чем вода, характеристики ^центробежных насосов суще-
ственно изменяются в зависимости от вязкости перекачиваемой жидкости.
Вследствие увеличения сопротивления на трение в проточных каналах
насоса производительность и напор уменьшаются, а мощность увеличивается
вследствие увеличения дискового трения и трения поверхности уплотнительных
колец рабочих колес. С увеличением вязкости объемные потери, наоборот,
уменьшаются. Потери внезапного расширения также, невидимому, несколько
уменьшаются с увеличением вязкости перекачиваемой жидкости.
Для определения абсолютных значений потерь энергии в насосе, как было
уже отмечено, необходимо прибегать к опытным данным и для каждого отдель-
ного случая выбирать значение коэффициентов.
Однако до настоящего времени не имеется достаточно экспериментальных
данных по исследованиям потоков, подобных имеющим! я в рабочих колесах
насосов, где каналы сравнительно коротки и имеют постоянно меняющуюся
конфигурацию. Поэтому при анализе работы центробежных насосов, пере-
качивающих вязкие жидкости, изменение характеристик при увеличении вяз-
кости рассчитывают при помощи поправочных коэффициентов для характери-
стик насоса, полученных на воде, а не путем определения абсолютных зна-
чений гидравлических (внутренних) потерь.
Данные испытаний на воде и вязких жидкостях центробежных насосов
различных в пределах 50—130 представлены в виде кривых /СдН/f^,
построенных как функции от числа Рейнольдса (рис. 103).
Безразмерное число Рейнольдса может быть выражено уравнением
И Заказ 234.
о о _ д л/сеА х 1Пэ
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
Рис. 103. Коэффициенты пересчета характеристик с воды на вязкие жидкости.
1 — данные Айзенштеина; ng = 51, 60 и 70; 2 — Суханова, ng = 82 и 130; 3 — Иппена, ng = 90 и 115; 4 — Степанова, ng=82; 6 — Айзенштейна —
испытания на кавитацию, ng = 604-100.
162
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
Re=-^, (147)
где D — длина в см; v — кинематическая вязкость в см*/сек; с — скорость
в см/сек.
m Q
1ак как скорость с пропорциональна отношению —7—, то мы талже
^экв
можем выразить число Рейнольдса через расход и эквивалентны)1 диаметр
рабочего колеса насоса:
Re = -^орм 103, (148)
^экв1’
где <2норм — производительность насоса при максимальном к. п. д. в л-сек;
£)экв — эквивалентный диаметр рабочего колеса в см; его находим из уравнения
= nDzbzK, (149)
где — внешний диаметр рабочего колеса в см; Ь2 — ширина лопатки ра-
бочего колеса на внешнем диаметре в см; К — коэффициент сужения сечения
рабочего колеса лопатками па выходе;
Д,кв = I iDzbzK см. (150)
Предлагаемый ниже метод пересчета характеристик па вязкие жидкости
с характеристик насоса, испытанного на воде, основан па следующих пред-
посылках.
1) точки, соответствующие данному к. п. д. прп постоянном числе обо-
ротов для жидкостей разных вязкостей, изменяются по закону ng = const;
2) коэффициенты A'Q, Кн и К^, полученные согласно графику рис 10В
для числа Re = -™рм 103, практически могут быть приняты постоянными
в диапазоне от Q = 0,8 (?норм До <? = 1 >2 <?НОрМ;
3) напор Но при Q = 0 остается неизменным для жидкостей любой
вязкости.
Из первой предпосылки
3,65 п ) Q . /лслч
ns = — * = C0Ilst (
вытекает отношение
I @вода I Фнефть /IbOX
вода нефть
откуда при некотором преобразовании имеем
/0 \2/з
Ннефть = Явода. (153)
^вода '
Па рис. 103 даны значения коэффициентов К^, Кн и в зависимости
от числа Рейнольдса, откуда будем иметь
^нефть ^С^вода’ (154)
Ннефть = ^Н^вода’ (155)
*7нефть = ^-ч^вода • (1е6)
Анализируя кривые коэффициентов и 7ГН, устанавливаем, что для
Re > 7 • 103 величины коэффициентов и 7t’H мало отличаются от 1,0, т. е^
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
163
увеличение гидравлических потерь при пересчете с воды па нефть незначи-
тельно. Кривая же коэффициентов Krj уменьшается в этвх пределах довольно
значительно, что объясняется увеличением потерь на дисковое трение.
Для потока жидкости режима Re < 7 • 103 гидравлические потери интен-
сивно растут и являются важным фактором, влияющим на снижение к. п. д.
центробежного насоса.
Определение потерь на дисковое трение и па щелевые утечки в зависимости
от вязкости жидкости см. в главах XII и XIII. Однако при высоких значениях
вязкости па точность расчета этих потерь влияет повышение температуры
между диском колеса и стенками корпуса. Всасывающая способность насоса
также уменьшается с вязкостью перекачиваемой жидкости.
По данным испытаний, проведенных испытательной станцией Государ-
ственного на v4ho-исследовательского и проектного института нефтяного
С
машиностроения «Гипронефтемаш» автором построен график Кс = '<х>'"С<||ТЬ
Сцр. вода
(рис. 103), где ^’кр. нефть — кавитационный коэффициент для нефти; Скр. вода —
кавитационный коэффициент для воды
Испытания проводились на насосах марок 4НК-5 X 1, 5НК-5 X 1,
5НГ-5 2, 8НД-6 х 1, 6НГ-10 X 4, перекачивавших мазут при температурах
70—1,>0- и кинематических вязкостях 0,11—1,8 см2/сек.
Для соблюдения полного подобия необходимо не только сохранение гео-
метрического подобия, но и подобия действующих сил, т. е. динамического
подобия.
Чтобы направление скоростей в каждой точке различных струек в каналах
пасоса было одинаково, требуется соблюдение равенства отношения сил, дей-
ствующих на частицы жидкости в сравниваемых потоках.
Вследствие этого необходимо, чтобы безразмерное выражение Re-- ^для
сравниваемых потоков имело одинаковую величину.
т-, сил инерции
Так как Re пропорциопа тыю отношению------ - г— , то малые числа
г г сил вязкости
Re указывают на то, что в данном потоке преобладают силы вязкости, и, наобо-
рот, большие значения указывают, что силы инерции преобладают над силами
вязкости.
Очевидно, что для прямых участков круглых труб, применяя сравнение
ио числу Рейнольдса, можно обеспечить полное динамическое и геометрическое
подобие, пренебретая влиянием шероховатости стенок труб.
Для центробежных насосов при сравнении по числу' Рейнольдса для со-
хранения полного подобия необходимо сравнивать насосы не только одинаковой
удельной быстроходности ng, но и геометрически подобные насосы, т. е. такие
насосы, рабочие органы которых получены методом моделирования.
Таким образом, метод сравнения различных насосов только по числу
Рейнольдса без строгого соблюдения всех условий подобия является прибли-
зительным.
Для центробежных насосов современных конструкций с ng в пределах
50—130 точность пересчета предлагаемым методом определяется в ±5%.
Согласно изложенному выше (см. гл. IX) для соблюдения полного подобия
необходимо сохранить
Q t Н
= const и = const,
а также
Re = ~~ 103 = const.
Lfv
164
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
С увеличением вязкости перекачиваемой жидкости для заданного насоса
при сохранении Re = const необходимо увеличить в том же отношении произ-
водительность насоса, что в свою очередь влечет за собой увеличение числа
оборотов п.
Таким образом, для сохранения законов конгруэнтности при изменении
вязкости перекачиваемого продукта следует пропорционально изменить число
оборотов насоса.
Для примера рассмотрим насос, удовлетворяющий следующим условиям:
Q — 24 л/сек, Н — 47 м, v = 1,5 см2/сек и п = 2900 об[мин. Требуется опре-
делить производительность и напор насоса при п = 1450 об/мин.
Для соблюдения полного подобия необходимо уменьшить вязкость в отно-
шении
т=1,5 • 29(у) = 0>75 см2/сек.
При вязкости v — 0,75 см2/сек и п = 1450 об/мин Q — 24 ( ) =
- 12 Л/сек; Н = 47 (^-)2 = И>75 м.
Очевидно, для заданного насоса, работающего при п = 2900 об/мин и
перекачивающего жидкость вязкостью v = 1,5 см2/сек, число Рейнольдса
с уменьшением пли увеличением производительности будет также изменяться.
Таким образом, при пересчете для п = 1450 об/мин число Рейнольдса
будет одинаково для соответствующих точек пересчета только для значении
вязкости жидкости v = 0,75 см2/се к при п = 1450 об/мин.
Для вязкостей, больших v = 0,75 см2/сек, пересчет даст более высокие
значения, а для вязкостей v < 0,75 см2/сек — несколько заниженные.
На поточность пересчета влияют потери па утечки, а также потери в саль-
никах и подшипниках, которые в зависимости от потребляемой насосом мощ-
ности составляют в процентном отношении большие или меньшие величины.
Общие еыеоды по вопросу перекачки вязких жидкостей
1. При перекачке вязких жидкостей снижаются производительность,
напор и к. п. д. насоса и увеличивается потребляемая мощность.
2. Прп малых вязкостях жидкости к. и. д. пасоса снижается главным
образом вследствие увеличения потерь па дисковое трение.
3. При больших вязкостях перекачиваемых жидкостей потери возрастают
главным образом вследствие увеличения гидравлических потерь на трение
в каналах насоса. Потери на преобразование скоростного напора с увеличе-
нием вязкости должны уменьшаться.
4. Указанное влияние вязкости на снижение Q, Н и г] менее сказывается
для насосов большей производительности.
5. При одинаковых числах оборотов и удельной быстроходности насос,
имеющий максимальный к. п. д. для воды, даст лучшие показатели и при
перекачке вязких жидкостей.
6. Прп больших вязкостях и сравнительно небольшой производитель-
ности вслодствисунпзкого к. п. д. насоса происходит выделение тепла и темпе-
ратура жидкости в насосе повышается. С нагревом жидкости уменьшается
ее вязкость, вследствие этого несколько уменьшаются и потери в насосе.
7. Ввиду того что потери на дисковое трепие при заданной окружной
скорости увеличиваются в гораздо большей степени с увеличением внешнего
диаметра рабочего колеса, чем с увеличением числа оборотов насоса, при
перекачке вязких жидкостей для увеличения к. п. д. необходимо стремиться
к увеличению числа оборотов и применять насосы с возможно большей удель-
ной быстроходностью.
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ ПО ВОПРОСУ ПЕРЕКАЧНИ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
165
8. При перекачке вязких жидкостей центробежными насосами последние
следует применять в диапазоне удельной быстроходности ns = 85 4- 100.
Так, принятие ng > 100 сопровождается значительным увеличением
числа ступеней в насосе, а следовательно, и соответствующим усложнением
конструкции отливок корпуса насоса и, наоборот, принятие ns < 85 влечет
увеличение внешнего диаметра рабочих колес со значительным увеличением
затрачиваемой мощности на преодоление дискового трения, так как эта мощ-
ность пропорциональна />в.
Рис. 104. Области применения центробежных и поршневых насосов в зависимости от
производительности и вязкости перекачиваемого продукта.
1 — максимальный допустимый предел применения центробежных насосов; 2 — рекомендуемый предел
применения центробежных насосов (’?нефТЬ== ^вода'
9. Допустимая предельная вязкость жидкости при перекачке вязких
нефтепродуктов зависит от размера насоса. Насосы большего размера, т. о.
большей производительности, позволяют вести перекачку жидкостей большей
вязкости (см. рис. 104).
10. Уменьшение ширины уплотняющих колец, а также утонение стенок
дисков рабочих колес уменьшают мощность, затрачиваемую на трение при
перекачке вязких жидкостей.
11. При небольших величинах вязкости жидкости напор может несколько
возрасти по сравнению с напором насоса, перекачивающего воду, вследствие
возможного уменьшения поджатия потока и частично из-за нарастания напора
под влиянием увеличения трения дисков рабочих колсс.Л
12. Для насоса с рабочим колесом с полным внешним диаметром напор
при Q = 0 пе зависит от вязкости, но для колес с обточенным внешним диа-
метром при Q = 0 с увеличением вязкости напор уменьшается по сравнению
с напором при перекачке воды.
13. Наблюдения движения в гладких прямых трубах с постоянным
круглым поперечным сечением показали существование ламинарного течения
при значениях Re < 2320 — 3000 и турбулентного потока при больших
значениях Re.
166
ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ ДЛЯ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
Что касается движения вязких жидкостей в центробежном насосе, то
в настоящее время нет оснований считать, что центробежные насосы в какой-
либо точке па характеристике работают при ламинарном режиме; соответ-
ственно с увеличением вязкости перекачиваемой жидкости пе было замечено
образования перелома в характеристике Q —• Н, свойственного переходному
режиму — из турбулентного в ламинарный.
14. При пересчете характеристики насоса, перекачивающего вязкие
жидкости, с меньших оборотов па большие результаты пересчета будут зани-
жены в сравнении с опытными данными. Это происходит вслещтвие того,
что число Re при больших оборотах насоса будет больше числа Re при меньших
оборотах, и, следовательно, величины коэффициентов К^, Кн и А"ч также
Рис. 105. Характеристика насоса ЗНК на воде и вязких нефтепро-
дуктах (при п = 2900 об/мин).
будут больше при больших числах оборотов. При пересчете с больших обо-
ротов на меньшие результаты пересчета будут завышены в сравнении с опыт-
ными данными.
15. С увеличением вязкости всасывающая способность насоса ухуд-
шается.
Приведем пример пересчета характеристик для вязких жидкостей с харак-
теристик насоса, испытанного на воде.
Дана характеристика центробежного насоса марки ЗНК, испытанного
на воде (рис. 105, кривые 1).
Требуется построить характеристику ука iaиного насоса для перекачки
нефтепродуктов вязкостью 20° ВУ при у = 0,93 и 60° ВУ прп у = 0,94
с п = 29Э0 об)мин (кривые 2 и 3).
Размеры рабочего колеса
Внешний диаметр рабочего колеса Dz = 21 см; ширина лопатки рабочего
колеса Ьг = 1,2 см; толщина лопаткп на внешней окружности п2 = 0,8 см;
число лопаток z = 8.
Коэффициент стеснения
g _ *2 ° 2
^2
где lz — шаг лопатки на внешнем диаметре рабочего колеса.
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ ПО ВОПРОСУ ПЕРЕКАЧКИ ВЯЗКИХ ЖИДКОСТЕЙ
167
При отсутствии данных о толщине лопаток коэффициент стеснения К
можно принимать для всех случаев приблизительно рапным 0,9.
Определим кинематическую вязкость:
для нефтепродуктов 20° В У
v = 0,0754-20 — — 2-^ = 1,5 с.и2/сск;
для нефтепродуктов 60° ВУ
n л-'с:/ аг, 0.0729 , - ,,
v = 0.0/54• 60 — —— = 4,о см2 сек.
60
Эквивалентный диаметр рабочего колеса насоса
^экв — 1 47)2&2/4Г СМ,
1ДС
К = л 21—0,8 - 8 = 09
71 • 21
Подставляя значение коэффициента К, имеем
Рэкв = ф 4-21-1,2-0,9 =9,55 см.
Затем полученные данные для Q = 0, Q = 0,8 2норМ, Q = 1,2 сводим
в табл. 11.
Таблица 11
Результаты пересчета характеристик пасоса 311К
Q, л/сек 0 19,2 24,0 29,0
11, м 52.0 55.0 49,5 41,0
Ч, % 0 75,0 77,0 74,0
г. см2/сек 1,5 1,5 1,5 1,5
/?ЭНВ> См 9,55 9.55 9.55 9,55
Не 1,67 10я 1,67 103 1,67 • 103 1,67 10s
Kq = <Л|еФть . 0.915 0,915 0.915
Q вода
у _ И нефть 0,95 0.95 0,95
/«вода
Л „ = 0.68 0.68 0,68
^вода
Q нефть — 17.6 22 26,5
//нефть 52 52 '11 39
’/нефть 0 51,0 52,5 50.5
.— — 80 % С?норм 100 % (?норм 120% Qhopm
Q, л/сек и 19.2 24.0 29,0
11, М 52.0 55,0 49,5 41
У, % 0 75,0 77,0 74,0
v, см21 сек 4.5 4.5 5 4,5
Рэкв> см 9,55 9,55 9.55 9,55
Не 5,6 • 10s 5,6 102 5.6 • 102 5,6 10г
a'q = фвода — 0.79 0.79 0,79
% _ //нефть 0,86 0 86 0.86
*7 вода
д _ нефть 0,46 0.46 0.46
’/вода
(?нефть 0 15,2 19.0 22,9
//нефть 52,0 47,2 42,5 35,3
чнефть 0 34,5 35,5 34
— — 80% Qhopm 100% (?норм 120 %Qhopm
168
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Пользуясь формулой (148), определим числа Re через производительность
и эквивалентный диаметр рабочего колеса:
для нефтепродукта вязкостью 20° ВУ
Re = .- Д-ik Ю3 = 1,67 -103;
1,5 • 9,55
для нефтепродукта вязкостью 60° ВУ
Рис. 106. Изменение вязкости с повышением
температуры.
Re = —^=103=5,6-10а
4,5 • У,55
(см. табл. И).
Потребляемую насосом мощ-
ность определяем по формуле
<’57>
где у — объемный вес жидкости
в кГ!м3\ Q — производительность
в л)сек-, Н — напор в м ст. жид-
кости (полный).
Ниже приведена формула для
определения повышения темпера
ту ры нефтепродуктов вследствие
выделения тецла от затраты части
мощности на потери в насосе при
перекачке нефтепродуктов боль-
шой вязкости:
л IV-632,9 / 100—у
т CQ (. 100 } 1000 ’
где Д t — среднее повышение тем-
пературы жидкости в °C; N —
мощность, потребляемая насосом
при данной производительности
в л. с.; С — теплоемкость в
ккал]кГ град-, Q— производитель-
ность в кГ]час, rj — коэффициент
полезного действия; у — объемный
вес жидкости в кГ/м\
По графику рис. 106 опреде-
ляем изменение вязкости с по-
вышением температуры.
При значительном изменении величины вязкости для расчета следует
принять новое значение вязкости.
На графике рис. 107 дается перевод кинематической вязкости в вязкость
условную и по Сеиболту. Буквами показаны примеры пересчета.
ГЛАВА XXIII
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Конструкция насосов для высоких давлении
Одной из труднейших задач в насосостроеиии является применение
центробежных насосов для загрузки печей термического крекинга, для пере-
качки солярового дистиллята и мазута при температуре 350—400 ’ и давлении
на нагнетании насоса 55—65 ат.
КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ ДЛЯ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИИ
169»
Рис. 107. Перевод кинематической вязкости в условную
вязкость и в вязкость по Сейболту. •
1 — Сейболт-фурет (секунды); 2 — условная (градусы); 3 — Сей-
болт универсальный (секунды).
Проблема конструирования современного горячего насоса высокого
давления заключалась главным образом в правильном решении следующих
задач:
1) обеспечении полной герметичности сальников, а также всех стыков
корпуса, так как легкая воспламеняемость нефтепродукта при температу-
рах 350—400° ведет к пожарам и взрывам;
2) выборе материалов, которые должны противостоять высоким давле-
ниям, температурам и, кроме того, обладать у стойчивостью против коррозии,
так как многие перекачиваемые нефтепродукты богаты сернистыми соедине-
ниями;
3) обеспечении температурных расширений отдельных деталей насоса
боз расцентровкп и заедания внутри насоса;
4) удобстве и быстроте монтажа и демонтажа, так как насос должен
работать непрерывно 45 суток, после чего он подвергается ревизии, на которую
предоставляется от двух до четырех суток.
В настоящее время в СССР крекпнг-насосы высокого давления изго-
товляются па следующие параметры (табл. 12).
Все современные конструкции горячих насосов высокого давления имеют
конструкцию с двойными корпусами: наружный — цилиндрический стальной
кованый, обеспечивающий герметичность насоса, и внутренний — литой
со всеми проточными каналами. Принципиальное отличие конструкций
этих насосов состоит в различном выполнении внутреннего корпуса.
Конструкции внутреннего корпуса в основном можно разделить на
четыре типа.
Первый тип. Внутренний корпус состоит из еекций, причем количестве
секций равно числу' ступеней насоса. Секции собираются и центрируются
во внешнем корпусе. Эта конструкция очень проста в изготовлении, однако
170
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Параметры крекпнг-насосоп
Таблица 12
Насос Производительность Q, м3/час 50—75 80—120 160—180
Дифференциальный напор Н, кГ/см3 Мач имальный дифференциальный напор 50 55 55
"макс- кГ1см2 60 65 65
Число об/мин нормальное Число об/мин максимальное (привод — паровая 2950 2950 2950
турбина) 3300 3300 3300
Высота подпора Hs, м ст. жидкости 4 4 6,5
Температура перекачиваемого нефтепродукта, “( Вязкость, °ВУ при температуре 350- 400" . . . До 400 До 400 До 400
<1 <1 <1
Удельный вес при температуре 350 — 450°, к!/м3 650 4-750
Коэффициент полезного действия д, % 55 58 62
Число ступеней 8 8 8
Удельная быстроходно! ть 60 66 66
Внешний диаметр колеса D2, мм 275 300 300
Вес насоса, включая раму, кГ ......... 4700 7200 —
Привод
Паровая турбина С протпво Конденсационная
давлением
Давление свежего пара, ата ......... 9 10 10
Температура свежего пара, °C 1804-240 180 4- 240 1804-240
Давление пара (в конденсаторе), ат 1 0,1 0,1
Мощность нормальная, кет 220 350 4-450 3504-450
Мощность максимальная, кет 255 480 4-550 480 4-550
Число об/мин нормальное 2950 2950 2950
Число об/мин максимальное Направление вращения турбины, если смотреть 3350 3300 3300
со стороны турбины па насос По часовой стрелке
Число об/мин, при котором регулятор безопас- 3650—3700
пости должен сбрасывать 3350 3650 -3700
очень неудобна при ра сборке в условиях закоксовавшегося насоса вследствие
малых зазоров междл секциями и внешним корпусом. Насосы такого типа
схематически изображены на рис. 108 и 109.
Второй тип. Внутренний корпус также состоит из секций, по в отличие
от первой конструкции все секции объединены в один общий узел при помощи
центрирующих шпонок и болтов.
Внутренний корпус такого типа устанавливается во внешнем корпусе
на короткой заточке на одном конце и свободным на противоположном.
Снятый с заточки, он выводит вместе с ротором из внешнего корпуса как
цельный узел. Последующая разборка внутреннего корпуса осуществляется
так же, как и разборка обычного секционного насоса.
Насосы такого типа изготовляются заводами Министерства тяжелого
машиностроения по проекту завода ЛМЗ (.рис. 110).
Третий тип. Внутренний корпус выполнен с горизонтальным разъемом
и состоит из двух половин. Внутренний корпус объединяет в двух отливках
все проточные каналы, центрируясь в наружном па двух заточках, и прижи-
мается к последнему крышкой наружного корпуса, которая прижимает одно-
временно два уплотнения. Оба конца внутреннего корпуса зажаты в наружном
корпусе насоса. Снятый с заточки внутренний корпус вместе с ротором легко
выходит из наружного независимо от наличия кокса. Насосы такого типа
схематически изображены на рпс. 111.
Сечение
Рис. 108. Многоступенчатый секционный двухкорпусный насос для горячих нефтепродуктов.
172
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Рис. 109. Многоступенчатый секционный двухкорпусный насос
Четвертый тип. Внутренний корпус также выполнен с горизонтальным
разъемом и состоит из двух половин. В отличие от третьего типа внутренний
корте крепится к наружному посредством шпилек. Противоположный
конец внутреннего кортса может под влпянпем температурных расширении
свободно перемещаться. Поэтому в таком случае дополнительные тепловые
напряжения не могут передаваться на болты и крышку наружного корпуса,
как в насосе третьего типа.
Насосы такой конструкции изготовляются заводами Министерства нефтя-
ной промышленности по проектам Гипронефтемаша (рис. 112).
Приводим описание двух типов загрузочных крекинг-насосов отечествен-
ной констру кции.
А. Насос двухкорпусный, с литой проточной частью, имеющй горизон-
тальный разъем (рис. 112—115). Насос состоит из наружного цилиндрического
корпуса, выполненного из кованой углеродистой стали марки Ст. 20, и внут-
реннего корпуса с разъемом вдоль горизонтальной оси, отлитого из легиро-
ванной литой стали марки Х5М или 1X13. При работе насоса на корро-
зионных нефтепродуктах внутреннюю поверхность наружного корпуса
облицовывают иногда слоем нержавеющей стали с содержанием 18% хрома
и 8% никеля методом электрозаклепок.
Внутренний корпус помещается в наружном корпусе и подвержен снаружи
давлению, равному рабочему давлению насоса.
КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ ДЛЯ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИИ
173
для горячих нефтепродуктов.
Таким образом, обо половины внутреннего корпуса находятся под сжа-
тием. Соединительные фланцы по линии разъема могут затягиваться более
слабыми болтами, чем в том случае, когда давление внутри корпуса больше
наружного.
Внутренний корпус насоса со стороны всасывания крепится к крышке
внешнего корпуса посредством шпилек и гаек, которые наглухо закрепляют
фланец внутреннего корпуса к крышке наружного корпуса и изолируют
всасывающую камеру насоса от нагнетательной, а также предотвращают
прп пуске насоса переток жидкости из нагнетательной камеры во всасываю-
щую. Противоположный конец внутреннего корпуса насоса в этой конструк-
ции может свободно перемещаться при температурных расширениях. Уплот-
нение образуется пояском, на котором помещается металлическая прокладка
шириной 12—25 мм.
Всасывающий и напорный патрубки корпуса насоса расположены
вертикально вверх. Такое расположение патрубков дает возможность выде-
ляющимся газам выйти из насоса, а также позволяет принимать случайные
усилия температурного расширения трубопроводов равномерно на все лапы
насоса. Крепление насоса к фундаментной плите осуществляют таким обра-
зом, чтобы ось насоса при температурном расширении не изменяла своего
положения. Для этого лапы насоса приваривают к корпусу в горизонтальной
плоскости, проходящей через ось насоса, а в наружном корпусе устапавли-
Рис. 110. Многоступенчатый секционный двухкорпусный насос для горячих нефтепродуктов типа ЛМЗ.
НАСОСЫ IJIH ГОРЯЧИХ ИЕФТЕШ’ОЛУЯТЧН
Рис-, 111. Многоступенчатый двухкорпусный насос для горячих нефтепродуктов волют-
ного типа.
176
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУНГиВ
вают два сухаря, которые входят в два паза фундаментной плиты. Две лапы
крепят к стойкам фундаментной плиты наглухо, а две лапы, имеющие оваль-
ные отверстия, затягивают неплотно. Таким образом, при температурном
расширении корпуса насоса между лапами две лапы могут перемещаться
по стойкам в осевом направлении.
Рис. 112. Многоступенчатый двухкорпусный насос для горячих нефтепродуктов волют-
ного типа 5НГ-5Х8 Гипропефтемаша.
отношению Друг к
Если первая ступень
выполнена с колесом
всасывания, то для
выполняется двойным.
ИЗ перепад давления
Все части насоса при нагреве расширяются симметрично по отношению
к оси насоса. Для уравновешивания сил осевого давления во внутреннем
корпусе^ насоса его ступени
расположены симметрично и
всасывающие отверстия рабочих
колес каждой пары ступеней
направлены в противоположные
стороны. Для уравновешивания
радиальных сил, возникающих
вследствие неравномерного рас-
пределения давления в улитке,
нагнетательные улитки каждой
пары ступеней повернуты на
180° по
другу.
Рис. 113. Рабочее колесо составное сварное. насоса
двойного
уравновешивания радиальных сил спиральный отвод
При расположении рабочих колес согласно рис.
в каждой ступени равен давлению одной ступени; напорный сальник находится
под давлением, равным полному давлению, создаваемому насосом, минус
давление одной ступени.
Для сниженья давления на сальник перед последним имеется разгрузоч-
ная камера. Нефтепродукт поступает в разгрузочную камеру через июль,
образуемую между вращающимся с валом барабаном и неподвижной втулкой,
установленной в корпусе насоса. Из разгрузочной камеры нефтепродукт
отводится через трубу П/а" обратно во всасывание.
Сечение трубы принимают приблизительно в пять раз больше площади
сечения щели между вращающимся барабаном и неподвижной втулкой, для
того чтобы по мере износа поверхности барабана и втулки и соответственного
увеличения щели давление в разгрузочной камере, а следовательно, и давле-
ние на сальник повышалось незначительно.
Для уменьшения износа барабана на последнпй наплавлен слой стеллита
или сормайта толщиной в V/г мм. Неподвижная втулка изготовляется из
КОНСТРУКЦИЯ Н iCOCOB ДЛЯ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИИ
177
Рис. 114. Верхняя половина внутреннего корпуса насоса 5НГ-5Х8.
Рис. 115. Нижняя половина внутреннего корпуса насоса 5НГ-5Х8.
нержавеющей стали марки 3X13, подвергнутой термообработке для получения
твердости Нв = 325. Вал в сальниках насоса защищен гильзами, на которые
наплавлен слой стеллита или сормайта толщиной 1,5 мм. Чтобы предотвра-
тить просачивание горячего нефтепродукта между валом и защитными гиль-
зами, на каждой гильзе предусмотрен сальничек, вращающийся вместе с валом
и гильзой.
12 Заказ 234.
178
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Сальники на юса имеют рубашки, к которым подводится охлаждающая
вода. К фонарю сальника подводится под давлением чистое холодное масло,
которое охлаждает и смазывает вал и набивку и служит гидравлическим
затвором для горячих нефтепродуктов. Из второго отверстия, находящегося
под фонарем, отводится смесь масла и перекачиваемого нефтепродукта.
Наконец, к крышке сальника подводится холодная вода посредством
гибкого металлического шланга. Эта вода охлаждает дополнительно вал
и нс допускает выхода из сальника газа и паров. Все эти мероприятия обеспе-
чивают охлаждение вала с 400° до 60° в месте прохождения вала через вынос-
ные подшипники.
Вал расположен па трех опорах, так как прогиб вала при двух опорах
достигает 0,3 мм, что при радиальных зазорах в уплотнениях 0,30—0,40 мм
является предельной величиной.
Две опоры — выносные подшипники скольжения с баббиточымп вклады-
шами, а третья (промежуточная внутренняя опора) выполняется из особо
твердых и нержавеющих металлов и смазывается перекачиваемой жидкостью.
Для улучшения всасывающей способности пасоса при Q > 120 мэ1час
и п =. 2950 об)мин рабочее колесо первой ступени выполняется с двусторон-
ним входом
Внешний корпус и крышки изготовляют из кованой низкоуглеродистой
стали с содержанием углерода < 0,25% и пределом прочности разрыву не
менее 50 кГ]мм2.
Для изготовления внутреннего корпуса насоса применяют стальное
легированное литье ЗОХоМА с пределом прочности разрыву не тыше
70 кГ1мм? прп пределе текучести не менее 45 кГ]мм2. Рабочее колесо, уплот-
нительные кольца рабочего колеса, разгрузочным барабан, защитные гильзы
вала и фопари сальников изготовляют из стали марки 1X13 с пределом проч-
ности разрыву не менее 65 кГ[мм2.
Вал, втулка промежуточной опоры, .уплотнительные кольца и промежу-
точные втулки корпуса, грунд-буксы и крышки сальника изготовляют из
стали марки 3X13 с пределом прочности разрыву не менее 85 кГ{мм2.
Вал подвергают термической обработке для получения твердости Нв =
=260—280.
Уплотнительные кольца корпуса, втулка промежу точной опоры и втулки
корпуса подвергаются термической обработке, твердость их должна быть
не менс-е Нв = 32.).
Втулка промежуточной опоры п уплотнительные кольца выполняются
разъемными для облегчения замены в случае износа, а также для удобства
балансировки ротора.
Защитные гильзы вала, уплотнительные кольца рабочих колес и разгру-
зочный барабан наплавлены стеллитом марки В-ЗК или сормайтом.
После проточки поверхность наплавки шлифуют и полируют. Оконча-
тельная толщина слоя, наплавленного стеллитом, равна 1,5 мм.
Состав стеллита марки В-ЗК в %:
Со Сг W Si Ni Fe С Пржмс^и
58—62 28—32 4—5 до 2,75 до 2 до 2 1—1,5 0,5
Твердость наплавленного стеллита марки В-ЗК ffB = 390—430. Стел-
лит обладает свойством сохранять твердость при высоких температурах,
а также антикоррозионными свойствами и; и всех температурах.
Цементируемая и азотированная стали, несмотря hi высокую твердость
прп низких темпера гл рах, совершите непригодны для работы с горячими
н '<!) гепроду ктами
КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ ДЛЯ ВЫСОКИХ ДАВЛЕНИЙ
179
Прп перекачке сернистых нефтепродуктов рекомендуется облицовывать
внутреннюю поверхность внешнего корпуса и крышек корпуса нержавеющей
сталью, содержащей 18% хрома и 8% никеля.
Во внутреннем корпусе трудно произвести облицовку внутренних каналов,
поэтому можно ограничиться облицовкой плоскостей горизонтального разъема
нержавеющей сталью с содержанием 18% хрома и 8% никеля. Коррозия
этих плоскостей! вызовет переток жидкости между ступенями с соответствую-
щим падением напора и уменьшением расхода, а следовательно, потребуется
замена самой сложной детали насоса — внутреннего корпуса.
Рабочие колеса для сернистых нефтепродуктов изготовляются сварными
пли литыми, из нержавеющей стали марки 1X13.
Шпильки, соединяющие фланцы крышек корпуса с внешним корпусом
насоса, изготовлены из стали марки Э1Г1О, причем временное сопротивление
разрыву должно быть не ниже 90 кГ]мм2, предел текучести 8U кГ/мм2, попереч-
ное сужение 50%; шпильки внутреннего корпуса и шпильки сальника — из
стали марки 2X13 с пределом прочности разрыву не ниже 85 кР/зш2. Ганки
изготовлены из стали марки Ст. 35, гайки внутреннего корпуса — из стали
марки 2X13.
Для металлических прокладок применяют мягким отожженный алюминий,
железо армко твердостью Нв <' 90, мягкую углеродистую сталь пли легирован-
ную сталь с содержанием 4—6%, 11—13% или 18% хрома, 8% никеля; твер-
дость во всех случаях должна быть Нв <Д00.
Теоретически силы осевого давления в насосе уравновешены. Однако вслед-
ствие неравномерного износа уплотнении, а также некоторого смещения рабо-
чих колес по отношению к вертикальной осн нагнетательных улиток возможно
появление осевых сил. Поэтому всегда следует устанавливать упорный под-
шипник для восприятия осевых сил величиной 800—2000 кГ. В качестве упор-
ного подшипника применяют радиально-упорный шариковый подшипник или
упорный подшипник сегментного типа, подшипники воспринимают осевые
усилия в обе стороны.
Для обеспечения свободного температурного расширения деталей ротора
в корпусе насоса предусматриваются аксиальные зазоры между ротором и
внутренним корпусом насоса не менее 6 мм.
Применение вместо сальника глухого подшппника па нагнетательной
стороне при работе на коррозионных жидкостях и прп наличии кокса не реко-
мендуется вследствие сравнительно быстрого износа глухого подшипника и до-
полнительного аксиального давления, величина которого равна давлению
на площадь сечения вала.
Б. Насос с двойным корпусом, с внутренним корпусом секционного типа
(рис. 110). Наружный корпус насоса выполнен сварным из стальных поковок.
Он объединяет камеру высокого давления, всасывание и один сальник. Со сто-
роны высокого давления наружный корпус закрывается крышкой с фланце-
вым соединением в вертикальной плоскости с алюминиевой прокладкой.
Корпус выполнен из 4—6%-ной хромомолибденовой стали 15Х5МФ.
Вследствие содержания серы в перекачиваемых нефтепродуктах и возможности
коррозии материала в наиболее ответственных местах уплотнений применяют
наплавку нержавеющей стали марки 1X13, являющейся полностью корро-
зионно-устойчивой. Крышка корпуса насоса, из стали 15Х5МФ, кованая,
также снабжена в местах уплотнений наплавками из стали 1X13.
Внутренний корпус выполнен пз отдельных секций, которые сопрягаются
друг с другом вдоль плоскости, нормальной к оси пасоса. Чтобы облегчиib
пригонку плоскости, сопряжения секций выполнены гладкими без заточек.
Все секции внутреннего корпуса объединены в один общий сборочный узел
болтами. Для устранения набегания ошибки и обеспечения независимости
12*
180
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
температурных расширений взаимная центровка осуществляется по трем
общим для всех секции шпонкам. При разборке шпонки выжимаются отжим-
ными болтами.
Каждая секция содержит направляющий аппарат, обратный канал и обойму
секции, выполненные все из отливки нержавеющей стали 2X13.
Подвод потока к колесам первой ступени обеспечивается всасывающим
патрубком, конструктивно объединенным с внутренним корпусом насоса.
Вал готовится из стали 3X13.
Колеса сварной конструкции выполнены из стали 1X13 для обеспечения
чистоты поверхности нержавеющей стали. В этом случае лопатки фрезеруются
за одно целое с телом диска колеса и снабжены шипами, входящими в пазы
покрывающего диска. Шипы провариваются в покрывающем диске, затем под-
вариваются концы лопаток.
Чтобы снизить подпор на всасывании и обеспечить получение кавитацион-
ного коэффициента Свр~1000, завод ЛМЗ применяет в первой ступени ком-
бинацию пропеллерного колеса с колесом с радиальными лопатками с соответ-
ствующим снижением скорости входа.
Колеса устанавливают на валу на плотной посадке, поэтому вал выпол-
няется ступенчатым. Врезные кольца, расположенные на валу через две ступени,
препятствуют смешению колес. Такой системой крепления колес на валу исклю-
чается необходимость затяжки колес через втулки и гильзы и, следовательно,
возможность искривления ротора вследствие температурных напряжений.
Разгрузочный диск установлен на валу для уравновешивания осевого
давления, возникающего вследствие расположения всех колес в одну сторону,
следовательно, равного сумме осевых сил, действующих на каждое колесо.
Кроме того, в конструкции насоса предусмотрен упорный подшипник сегмент-
ного типа, рассчитанный на 50% полной величины осевой силы.
На рабочих колесах в местах уплотнений установлены сменные уплот-
нительные кольца со стеллитовой наплавкой. В местах расположения сальников
вал защищен от истирания защитными гильзами также со стеллитовой на-
плавкой.
Шейки нержавеющего вала, работающие в баббитовых подшппппках,
снабжены защитными втулками из стали марки Ст. 45.
Для повышения надежности в работе оба сальника полностью разгружены
и находятся только под давлением всасывания. Крэме того, чтобы предупре-
дить проникновение горячих нефтепродуктов наружу и к сальниковой
набивке, к сальникам подводится уплотнительное масло, служащее одновре-
менно гидравлическим затвором, сма шой для набивки и охлаждающей
средой для вала и набавки. Кроме того, сальники имеют рубашки, охлаждае-
мые проточной водой.
Вкладыши подшипников снабжены самоустанавливающимися сфериче-
скими опорными поверхностями, что особенно важно для упорного подшипника
сегментного типа. Центровка корпусов подшипников осуществляется по зазо-
рам в уплотнительных кольцах с учетом прогиба вала во время сборки насоса
при помощи специальных установочных винтов и фиксируется контрольными
штифтами.
Принудительная смазка подшипников осуществляется самовсасывающим
масляным насосом, соединенным с валом насоса посредством шлицевой муфты.
Мощность, потребляемая масляным насосом, N = 0,5 л. с.
Для пускового периода предусмотрена кольцевая смазка. Масляный бак
снабжен фильтром, допускающим очистку без остановки агрегата. Масло-
охладитель установлен на нагнетательной линии масляного насоса. Наружный
корпус насоса снабжен обшивкой и тепловой изоляцией.
Корпус насоса крепится на сварной раме, охлаждаемой проточной водой,
при помощи лап в плоскости оси насоса и системы шпонок такпм образом,
РАБОТА НАСОСА НА ПАРЦИАЛЬНЫХ НАГРУЗКАХ
181
что обеспечивается свободное температурное расширение корпуса без наруше-
ния центровки между насосом и приводом.
Насосы, рассчитанные на производительность 120 и 180 мР/час прп давле-
нии 55 кГ/см2, имеют одинаковые наружные корпусы, подшипники, валы п
раму. Различны только элементы проточной части: рабочие колеса, направляю-
щие аппараты, обратные каналы и секции.
Основные требования по эксплуатации
Основными требованиями по эксплуатации центробежных насосов для
горячих нефтепродуктов являются:
1) обеспечение центровки насоса до и во время работы пасоса;
2) обеспечение поступления нефтепродукта в насос;
3) обеспечение поступления нефтепродукта из насоса;
4) предохранение пасоса от внезапных температурных изменений;
5) обеспечение бесперебойной работы сальников;
6) обеспечение бесперебойной работы подшипников.
Работа насоса на парциальных нагрузках
Потери в пасосе превращаются в тепло и нагревают перекачиваемый про-
дукт. Так, например, если потребляемая насосом мощность равна 350 л. с. и
к. п. д. насоса равен 63%, то 140 л. с. превращаются в тепловую энергию,
повышая температуру перекачиваемого продукта.
Рис. 116. Характеристика насоса 5НГ-5Х4 при п = 2950 об/мин.
1 — Q — N при v = 1,0 и v = 0,01 с.н2/сек; 2 — Q — N .три у = 0,65 и г = 0,01 сме/сск.
Для примера определим повышение температуры в пасосе 5ПГ-5 X 4.
На рис. 116 даны характеристики насоса 5НГ-5 х4, а на рпс. 117 показана
зависимость повышения температуры от производительности, подсчитанная
для пасоса 5НГ-5 х 4 по формуле (158).
При закрытой задвижке пли малой производительности температура
продукта быстро растет и, нагревая в первую очередь ротор, вызывает в нем
в течение короткого времени температурные расширения, тогда как корпус
насоса, имеющий большую массу металла, не успевает нагреться до той же
температуры. Вследствие этого может произойти металлический контакт в ме-
стах уплотнения между вращающимися и стационарными деталями и пассе
начнет вибрировать.
182
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРО {УНТОВ
Кроме того, высокопапорпыо насосы имеют разгрузку на напорном саль-
нике, причем давление у сальника равно при полной разгрузке приблизительно
давлению во всасывании. Еслп жидкость находится в состоянии равновесия
•со своими парами при заданной рабочей температуре, то всякое повышение
температуры будет способствовать газообразованию в зоне низкого давления,
как, например, в разгрузочной камере, пли в той части пасоса, где происходит
утечка во всасывающую камеру.
В первом случае быстро изнашивается поверхность разгрузочного бара-
бана и насос начинает вибрировать. Во втором случае эти явления усугубля-
ются газообразованием во всасывающей
Рис.
117. Зависимость повышения температуры
от производительности.
камере прп снижении давления.
Газообразование во всасываю-
щей камере насоса влечет за
собой снижение давления в
первой ступени и в последую-
щи л ступенях, а также может
быть причиной срыва работы
насоса с наступлением полной
кавитации.
Кроме того, прп работе с
закрытой задвижкой или при
очень малой производительно-
сти возникают большие радиаль-
ные силы вследствие неравно-
мерного распределения скоро-
стей в нагнетательной силрали
насоса прп работе в ненормаль-
ных условиях.
Поэтому, если по условиям технологического режима возможна работа
пасоса прп нулевом или близком к пулю расходе, необходимо преду смотреть
обводную линию, всегда обеспечивающую поступление нефтепродукта в на-
сос и из насоса.
Кратковременная работа пасоса без жидкости приводят к заеданию тру-
щихся деталей и полной аварии агрегата.
Подогрев насоса перед пуском
Насосы, предназначенные для горячих нефтепродуктов, перед пуском
должны быть равномерно нагреты. Нагрев осуществляется путем рециркуляции
горячий жидкости через насос, температура корпус» насоса должна быть не
ниже 40° против рабочей температуры нефтепродукта. Загрузочный насос
для крекинга нагревается в среднем около 8 час.
Неравномерное нагревание насоса является причиной: 1) перекоса агре-
гата и искривления вала; 2) образования трещин в корпусе; 3) заедания враща-
ющихся деталей ротора.
При циркуляр гп горячего нефтепродукта необходимо, чтобы в насосе,
особ нно в нижней части корпуса, не было мешков, в которых скоплялся бы
сравнительно холодный нефтепродукт, в результате чего верх няя часть корну са
нагревалась бы быстрее нижней. Горячий нефтепродукт должен свободно
цирку тировать в > всей поверхности корну са.
Ils практике замеры показали, что для двухкорпусного насоса при раз-
ности температур в стенках между нижней и верхней частями наружного кор-
пуса в 180 п рекос выносных подшипников по отношению к осп насоса был
равен 5 мм\ расстояние между центрами подшипников насоса в этом случае
равно 2 м.
Поэтому, помимо постепенного равномерного нагрева пасоса, необходимо
ПОДОГРЕВ НАСОСА ПЕРЕД ПУСКОМ
183
хорошо изолировать как двухкорпусные, так и одпокорпу сные насосы, чтобы
обеспечить возможно меньшую разницу тсмперату р между внешней и в ну треп-
ней noBt рхностями стенок; эта разница не должна быть более 25°.
Для предупреждения заедания ротора в осевом и радиальном направле-
ниях вследствие температурных расширении деталей необходимо предусмо-
треть осевые и радиальные зазоры достаточных размеров (осевые зазоры 4 —
7 мм).
Если материал, из которого изготовлено рабочее колесо, имеет больший
коэффициент линейного расширения, чем материал уплотнительного кольца
колеса, то при понижении рабочей темпера-
туры посадка будет нарушена и уплотни-
тельное кольцо окажется свободным на
колесе. Если уплотнительное кольцо корпуса
расширяется больше, чем корпус насоса, то
при нагревании зазор между уплотнитель-
ными кольцами уменьшится и произойдет
заедание ротора.
При затяжке рабочих колес втулками по-
средством гильз в случае большего пли мень-
шего температурного расширения гильз и
втулок по сравнению с валом в последнем
возникнут большие напряжения с соответ-
ствующим искривлением ротора насоса и насос
начнет вибрировать, а сальники пропускать
большое количество продукта.
Все деталп насоса должны быть рассчи-
таны так, чтобы обеспечить отсутствие тем-
пературных напряжений между сопрягаю-
щимися деталями или чтобы температурные
напряжения не превосходили допускаемы1
напряжений. Так, например, при неправиль-
ной конструкции вследствие разности темпе-
ратур между диафрагмой и корпусом днухсту пенча .ого насоса (см. рис. 126)
или крышкой и корпусом консольного насоса (рис. 118) в корпусе насоса
могут возникнуть огромные температурные напряжения.
Эти напряженпя могут оказаться больше предела прочности, в результате
чего корпус даст трещину в сопрягаемых деталях или вследствие деформации
будет нарушена посадка между крышкой и корпусом.
В конструкции одноступенчатого насоса (см. рис. 118) температура корпуса
насоса t2 вследствие охлаждения водой и окружающей атмосферой будет
ниже температуры крышкц в месте посадки на диаметре D.
При небольшом зазоре при повышении температуры крышка корпуса будет
стремиться расшириться, а корпус препятствовать расширению крышки.
Вследствие этого в корпусе возникнут большие напряжения и он лопнет.
Для предохранения насоса от повреждений вследствие температурных
напряжений необходимо:
1) хорошо изолировать внешний корпус насоса;
2) медленно и равномерно подогревать насос перед пуском;
3) избегать охлаждения детали, в которую входит деталь с высокой тем-
пературой;
4) все места посадок в корпусе насоса тщательно проверить расчетом на
температурпые напряжения;
5) проверить центровку вала и подшипников в холодном состоянии, в пе-
риод подогрева и в нагретом состоянии, чтобы предотвратить деформацию вала
при любом температурном режиме.
184
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Пуск насоса
После окончательного монтажа агрегата перед пуском его в ход необхо-
димо провести следующие мероприятия:
1) очистить вал и другие детали от покрывающей их предохранительной
смазки;
2) прочистить подшипники и камеры подшипников, промывая керосином,
обтирая насухо чистыми концами и обдувая воздухом;
3) наполнить подшппники достаточным количеством чистого масла марки
автол 10, проверяя уровень по маслоуказателю;
4) правильно произвести набивку сальника;
5) проверить направление вращения мотора пробным пуском его при
разъединенной муфте. При правильном вращении мотора соединить его с на-
сосом. Перед пуском пасос должен быть залит и никогда не должен работать
даже короткое время без жидкости, так как без смазки внутренних уплотне-
ний, имеющих сравнительно малые зазоры, последние могут заесть и весь
агрегат выйдет из строя. Перед пуском насоса следует закрыть задвижку на
нагнетательной стороне и залить насос; во время залив!л проворачивать
вал насоса от руки, затем открыть все вентили в линиях, подающих масло
в сальник, включить все магистрали для охлаждающей воды и убедиться,
что разгрузочная магистраль сальника открыта. Открыть обводные линии у
многоступенчатого насоса, подогреть пасос и после того, как он достигнет рабо-
чей температуры и будет залит, пустить его в ход. Как только будут достигнуть:
требуемые числа оборотов и напор, открыть задвижку на напорной линии
и закрыть обводную линию.
Далее проверить нагрев подшипников и сальников насоса, а также давле-
ние в манометрах. Провести визуальхтый контроль и убедиться, что воды
и масла для охлаждения поступает достаточно.
В случае перегрева сальника необходимо пускать и выключать насос
несколько раз, пока не появится у течка масла через набивку. Если небольшая
утечка масла не появится прп пуске и выключении насоса, то это значит, что
сальник слишком туго набит и его следу ст заново набить. Нагрев подшипников,
прекращение поступления смазки, вибрация или ненормальны^ шу м сигналы
веруют о неполадках; в этих слу чаях насос должен быть немедленно выключен
для осмотра. Температура подшипников не должна превышать более чем на
50° температуру^ воздуха машинного отделения и не должна подниматься выше
70°. Также следует наблюдать, чтобы уровень жидкости в колонне был до-
статочно высоким, особенно перед пуском и во время работы при подогреве
агрегата.
На установках, где насос может терять всасывание вследствие вспенива-
ния продукта из-за присутствия в продукте остатков пара пли газа, необхо-
димо применять заливочную магистраль для подачи холодного нефтепродукта
во всасывающий трубопровод насоса. Этот трубопровод состоит из 2" труб.
Холодный нефтепродукт, поступающий в заливочный трубопровод, не должен
отгонять легких фракций при попадании в горячую зонуг насоса. Давление
в этой магистрали должно быть на 1,5—2 ат выше давления в колонне, из
которой npoj у кт поступает в насос.
При температуре выше 200° следует соблюдать осторожность, чтобы не
произошло быстрое охлаждение деталей насоса, что может нарушить центровку
подшипников.
Насос не должен работать при наличии вибрации.
Останов!? насоса
Остановку насоса производят следующим образом:
1) медленно закрывают задвижку на напорном трубопроводе;
ТРУБОПРОВ ОДЫ
185.
2) выключают привод;
3) закрывают все вентили, подводящие воду и масло для охлаждения,
и закрывают краны у манометров.
При остановке на длительное время рабочие колеса, уплотнительные,
кольца, защитные гильзы вала, втулки и все обтекаемые жидкостью части сле-
дует смазать салом, а также разобрать сальник, удалить набивку и тщательно-
смазать вал.
После каждой остановки рекомендуется промывать насос чистым нефте-
продуктом, чтобы при последующем пуске все каналы и зазоры в уплотнениях
были свободны от грязп, кокса и других инородных частиц.
Количество масла, необходимое для охлаждения селышког
Необходимое количество уплотнительного масла для сальников опреде-
ляется по кривым рис. 92. Масло поступает при давлении, превышающем при-
близительно на 1,0—2 ат давление сальников, которое при наличии разгрузки
равно давлению на всасывании.
Однако вследствие износа поверхности разгрузочного барабана давление
в разгрузочной камере может увеличиваться; пасос, подводящий масло
к сальникам, должен быть рассчитан на большее давление.
Масло подается в фонарь сальника, уходит через другое отверстие, охла-
ждается, фильтруется, регенерируется и подводится обратно к фонарю саль-
ника.
Количество воды, необходимое для охлаждения сальников и подшипников
(радиального и упорного) и фундаментной плиты, определяется также по-
рис. 92.
Выбор места установки
Насос следует устанавливать в таком месте, чтобы всасывающий трубо-
провод был как можно короче и высота всасывания возможно меньше, соответ-
ственно высота подпора возможно больше. Насос должен быть доступен для-
разборки и осмотра.
Трубопроводы
Трубопроводы (всасывающий и нагнетательный) должны иметь самостоя-
тельные опоры и не передавать усилия на штуцеры насоса. Во всех горячих
магистралях следует предусмотреть компенсаторы.
Для избежания воздушных карманов всасывающий трубопровод должен
быть коротким и прямым с постепенным уклоном от насоса к резервуар, ,
питающему насос.
Расстояние от уровня перекачиваемой жидкости в резервуаре до горизон-
тальной оси рабочего колеса насоса должно быть выбрано согласно техниче-
ским спецификациям завода-изготовителя. При отсутствии заводских данных
расчет производят согласно главе III.
Во всасывающем трубопроводе следует предусмотреть фильтр. Общее
сечение фильтра в свету должно быть в 3—4 раза больше сечения всасываю-
щего трубопровода. Для измерения перепада давления через фильтр необхо-
димо установить два манометра.
Увеличение перепада давления указывает на забивку фильтра и необхо-
димость его' немедленной чистки. На напорной магистрали устанавливают
обратный клапан и задвижку. Обратный клапан помещают между задвижкой
и насосом.
Для нормальной работы горячих насосов предусмотрены дополнительные
трубопроводы:
1) трубопровод для охлаждения сальников водой; давление воды
р~1,5 кГ!см2-,
186
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
2) трубопровод для охлаждения корпусов подшипников водой; давление
воды р ~ 1.5 кГ'см*;
3) гибкий металлический шланг для подвода воды к втулкам сальников;
давление воды р ~ 1 к ГЦ см2 (водяной затвор);
4) трубопровод для охлаждения фундаментной плиты; давление воды
р ~ 1 кГ1см2;
5) трубопровод для’подвода масла к фонарям сальников насоса; давле-
ние в нем равно давлению у сальника плюс 1г/2 кГ)см2.
На каждой магистрали перед входом устанавливают вентиль и манометр.
На выходе водяной магистрали имеется визуальный контроль (в гиде воронки)
для наблюдения за температурой и колич. ством проходящей воды. Для наблю-
дения за работой сальниковой масляной системы на линии, отводящей уплот-
нительное масло из фонаря сальника, ставят манометр.
При закрытой задвижке на напорной линии, а также щ и малой произво-
дительности вследствие низкого к. и. д. большое количество механической
энергии поглощается жидкое jmo в виде тепловой энергии. Поэтому для пред-
отвращения нагрева и испарения жидкости в многоступенчатых насосах уста-
навливают обводную линию (байпас) между нагнетательным патрубком насоса
и задвинской. При помощи обводной линии можно перевести жидкость из
насоса обратно во всасывающий резервуар. Необходимо также предусмотреть,
чтобы газы не попадали во всасывающую камеру насоса.
Обвод может работать вру чную или автоматически. Во избежание вибра-
ции, а также зас Дания насоса необходимо, чтобы обвод был открыт в период
работы насоса в холостую (при закрытой задвижке) или при работе с малой
производительност ью.
Разгрузочный трубопровод, который находится перед сальником высокого
давления, подключается к всасыванию насоса. Во время работы разгрузочный
трубопровод должен быть обязательно открыт.
Все вентили (если таковые имеются) должны быть застопорены в открытом
положении. Работа с закрытой разгрузочной трубой может повредить упорный
подшипник и вывести из строя насос.
Установка насоса на плите
Фундамент для насоса должен быть прочным и устойчивым, чтобы агре-
гат работал без вибрации. Бетонные фундаменты содержат одну часть цемента,
ри части песка и шесть частей граеия или дробленого камня.
При выкладке фундамента необходимо оставлять пространство в 25—30 мм
по высоте до нижней кромки фундаментной плиты насоса для последующей
подливки цементного раствора. Фундаментные болты желательно помещать
в тру бки диаметр которых равен трем или четырем диаметрам болтов.
Перед установкой агрегата муфты привода и насоса разъединяют. Все от-
верстия в насосе и в приводе должны быть заглушены, чтобы не попадали ино-
родные тела.
Порядок монтажа насосного агрегата следующий:
1) затвердевший фундамент очищают от грязи и делают насечки;
2) опускают агрегат на ранее заложенные фундаментные болты, подкла-
дывая железные клинья или подкладки высотой 20—25 мм под плиту для
последующей выверки ее;
3) выверяют агрегат в горизонтальной плоскости по ватерпасу, устана-
вливаемому" на плите;
4) производят центровку валов насоса и привода приложением линейки
в четырех точках под углом 90° к наружным цилиндрическим поверхностям
дисков муфты или посредством индикатора и щупа; торцы должны быть парал-
лельными с точностью до 0,08—0,1 мм; окружные края муфт также должны
•быть параллельными с точностью до 0,08—0,1 мм:
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
187
5) заливают цементный раствор под плиту черс» имеющиеся в плите от-
верстия, перемешивая раствор во избежание образовании воздушных мешков;
после заливки раствором фундамент должен образовать выступ приблизительно
в 25 мм над нижней кромкой фундаментной плиты;
6) после полного затвердения цементного раствора (через 72 часа) затяги-
вают гайки фундаментных болтов и вновь проверяют центровку валов;
7) присоединяют к штуцерам насоса нагнетательный и всасывающий трубо-
проводы. Проверяют центровку агрегата после присоединения труб. Оконча-
тельную выверку производят после того, как установка проработает несколько
часов в нормальных рабочих условиях.
Всякий перекос является причиной вибрации, поэтому никогда не следует
рассчитывать на компенсацию перекоса гибкостью муфты независимо от типа
конструкции последней.
Насосы среднего давления многоступенчатые
Насосы для горячих нефтепродуктов среднего давления на
/>усл<64 кГ]см2 с количеством ступеней более двух по конструкции подобны
описанным высокопапорным насосам и тоже состоят из наружного и внутрен-
него корпусов (рис. 119). В отличие от насосов высокого давления наружный
корпус и крышки выполняются литыми из низкоуглеродпетой стали пли стали
марки 30Х5МА. Всасывающий патрубок помещается в литой крышке корпуса
или в наружном корпусе.
В качестве упорного подшипника для этих насосов служит шариковый
радиально-упорный двухрядный подшипник, рассчитанный для восприятия
максимальной осевой нагрузки в 400—800 кГ при п = 3000 o6fMUH.
В данной конструкции шариковым подшипник не воспринимает радиаль-
ных нагрузок и выполняет только функции упорного подшипника, а два вынос-
ных подшипника скольжения являются опорными подшипниками и воспри-
нимают только радиальные нагрхзкп.
Смазка шарикового подшипника вследствие высоких окружных скоро-
стей осуществляется посредством кольцевой смазки.
Примерный расчет горячего насоса средне! о давления
Приводим расчет насоса для горячих нефтепродуктов 5НГ-5 X 4 (рис. 119,
120) по следующим данным: Q = 62 м^час при t = 15°; у = 0,94; Н = 350 м
ст. жидкости- температура перекачиваемого продукта 370°; кинематическая вяз-
кость нефтепродукта т370 = 0,01 см2)сек.
По кривым рпс. 121 соответствующий л дельный вес нефтепродукта при
370° у=0,73, тогда производительность равна
Q = 62=80 м3[час.
Так как возможно \ мепыпение производительности из-за газообразования,
то увеличиваем производительность на 20%; кроме того, необходимо учитывать
увеличение потерь на утечку вследствие износа уплотнительных колец и
втулок. Поэтому производительность насоса
Q = 1,20 . 80 = 96 м3/час.
Принимаем окончательно
Q = 95 м3/час — 26,3 л/сек.
Полный напор по заданным условиям И = 332 м.
Рис 119. Общий вид насоса для горячих нефтепродуктов мапки 5НГ-5Х4
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИЛ' НЕФТЕПРОДУКТОВ
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО Н 1С0С 4 СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
189
Рис. 120. Насос 5НГ-5Х4.
а — крышка корпуса; б — креп-
ление внутреннего корпуса к
крышке наружного корпуса.
Принимаем удельную быстроходность проектируемого насоса ng = 63,5;
тогда напор на одно колесо при п = 2950 об[мин
3,65 п /Q \*/s _ /3,65 2950 / 0,0263\
П ~ \ ns J \ 63,5 '
*/»
- 83,0 м,
а число ступеней
отношение п для рассчитываемого насоса:
/Я /83 _ 1
п ~~ 2950 ~ 325 ’
тогда по формуле (28) внешний диаметр колеса
= 0,265 м.
190
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
По формуле (32) эквивалентный диаметр всасывающего отверстия рабо-
чего колеса, принимая для = 63,5, КD = 25 (рис. 22),
е екв
с-.™ = ё = 0'0762
В этом случае по форм}' те (8)
О-?762 = 3,7.
-1 /95/3600
V 2950
Увеличим значение Ло до Ко = 4,1, тогда эквивалентный диаметр всасываю-
щего отверстия
Р«экв = 44 0,0762=0,084 м.
Принимаем 7/вт = 64 мм. Диаметр всасывающего отверстия по формуле (33)
De = J 0,0842+0,064* = 0,105 м.
Скорость во всасывающем отверстии по формуле (35), при объемном к. п. д.
Vo = 0,9
0,0263/0,9 - ,
се =-------— = 5,2э м сек.
0,084=
4
Ширина входной кромки колеса по формуле (38) при КЬ1= 6,2 (согласно
рис. 22)
Ьг = =0,019 м.
Примем отношение ~ = 1,15; тогда диаметр лопаток у входа колеса =
— 0,0915 м; принимаем окончательно — 90 мм.
Меридиональная скорость у входа по формуле (39), принимая коэф-
фициент сужения сечения у входа лопатками —~-г- = 0,83,
_ 0,0294 _ „ ,
Г1 л 0,090 • 0,83 • 0,019 — 0,00 М С€К’
1 олщина лопатки по окр> жности
оу — (1 — 0,83) л 90/6 = 8 мм.
Эквивалентный диаметр Dw по формуле (28) согласно рис 22
= 4g- = 0,0590 м-
zAWui = -J- 0.05902 = 0,00274 м*
JWui = 0,00274/6 = 0,000457 ж2.
Проекция относительной скорости у входа колеса на окружную скорощ i
во формуле (43)
W“* W0274 W-7 -К/СГК-
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
191
Окружная скорость у входа
л - 0,090 2950 . „ п ,
=-------эд------- = 13,9 м/сек.
Проекция абсолютной скорости у входа колеса на окружную скорость.
cui= 13,9—10,7 = 3,2 м/сек.
Относительная скорость у входа колеса
=[]/10,72 + 6,552 = 12,5 м/сек-
Абсолютная скорость у входа колеса
сх = У3,22+ 6,552 = 7,30 м/сек.
Определяем угол потока ру
tg Pi = =°-612 и Pi = згз°'-
Литсйныи угол лопатки определяется по чертежу после того, как
лопатка вычерчена, /?х — 24'’, тогда угол атаки
а'= 31°30'— 24° = 7°30'.
Ширина лопатки у выхода по формуле (t>0), принимая коэффициент
Kbi = 2,56 (согласно рис. 22),
= 0,0079 м.
Принимаем окончательно Ъ2 = 0,008 м-
Меридиональная скорость у выхода по формуле (51), принимая коэф-
фициент сужения сечения у выхода лопатками —2~gg = 0,90,
*2
ТЖ /ГУ f
Сг2 = л 0,26570’90 • 0,008 = м/сек-
Толщина лопатки по окружности
(1 — 0,90) л - 265 „
с2 —------у------= 7 мм
Окружная скорость у выхода
Эквивалентный диаметр ^wUz по формуле (47), принимая коэффг-
ци'нг ^TWu2 = 22,6 (согласно рис. 22),
с-«. = т1г“ода8-“;
z^wUo= 0,06-У'Л =• 0,00382 м*,
.1,- =.0 00382/12 = 0,000318 лт2.
«2
192
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Проекция относительной скорости у выхода колеса на окружную скорость
но формуле (48)
0,0294 _ _ ,
Wu2 ~ 0,00382 ” 7,7 м!сек-
Проекция абсолютной скорости у выхода колеса на окружную скорость
при бесконечном числе лопаток по формуле (49)
с,12 = 41,2—7,7 = 33,5 м/сек.
Проекция абсолютной скорости у выхода колеса на окружною скорость
при конечном числе лопаток по формуле (20), принимая КСи^ = 0,67 (со-
гласно рис. 22),
сиз = 0,67 • 33,5 = 22,4 м/сек.
Гидравлический к. п. д. по формуле (21)
83,0 • 9,81 п сп
Ъ = 41Д-22Т4 = °’89‘
Угол охвата по формуле (54)
^=0,460-2,56-86,0=102°.
Относительная скорость у выхода при конечном числе лопаток по формуле
(52а)
ws = У~ 18,82 4,92 = 19,3 м/сек.
Абсолютная скорость при конечном числе лопаток по формуле (53а)
с3 = У 22,42 4,92 = 23,0 м/сек.
Угол потока /?2 на выходе при бесконечном числе лопаток
= arctg -у’|- = 32'30'.
Угол потока на выходе с учетом конечного числа лопаток
^2' = arctg 11^г=14°40'.
Литейный угол лопаток по чертежу 28°. ч 2
Построение лопаток рабочего колеса дано на рис. 122.
Определяем к. п. д. насоса по балансу расхода мощности при у = 1.
1. Гидравлическая мощность
ту _ Q м3/час Нм _ 95 - 332 _ . . ~
2Vr 270 270 11' С‘
и для одного колеса
N = -^~ =29,2 л. с.
4
2. Расход мощности на гидравлические потери
7V_ 90 9
АГг.п = 29,2 = 3,7 л. с.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
193
3. Расход мощности на потери дискового трения (гл. XIII)
М = К Di
2 g
uj 1
Re1'» '
Принимая v = 0,01 см2)сек и у =1000, определяем число Рейнольдса Re:
Re = = -q0^- = 1Q90OP00; Re1/B = 25,6.
Рис. 122. Рабочее колесо насоса 5НГ-5Х4. Шесть лопаток длинных и шесть
коротких.
Подставляя найденные величины, находим согласно главе XIII
,, 2950 n n 9ftr3 Ю00 41,22 1 2950 г „„ „
Л«- т = М 716Т = °’021 •01265 -адГ IM Ж2 = 5’33 Л- С'
4. Расход мощности на утечки. Принимаем s = 0,4 мм.
А. Утечка между уплотнительными кольцами для четырех ступеней
<?у = (0,3 V 2g-83,0-0,6 4 = 10,9 л/сек.
Б. Утечка в разгрузочном барабане
<2У' = 0,4 У2g- 3-83,0 л ~J°o°’4 = 2124 л!сек-
В. Уточка в промежуточном подшипнике
<?у" = 0,4 /2g-2-83,0 = 2,57 л/сек.
13 заказ 234.
194
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Г. Утечка в ступицах колос для одной степени
Qym = 0,4 I 2g-83,0-б, 6~ = 1.50 л/сек.
Д. Суммируя произведение найденных значений утечек на соответствл ю-
щие напоры, определяем полную величину потери мошпостп на утечки в на-
сосе:
Л7 _ 10,9.83,0+2,24-249,0+2,57.166+1,50-83.0-2 _ 9Q п
/Vу —-----------------------------— —“— — .#• С
5. Суммируя мощности, находим поляхю величине потери мощности в
четырех колесах:
-Лист = Nr п + Nr. т + Ny - 3,7 • 4 + 5,33 • 4 + 29,0 = 65,0 л. с.
Коэффициент полезного действия насоса, принимая механический к. п. д.
насоса 0.96 (мощность, затрачиваемая па подшипники и сальники).
’= шда0-96=°.618-
Характеристики насоса даны на рис. 116.
Производим расчет насоса па прочность исходя из следующих данных:
1) давление нагнетания = 32 кГ/см2', 2) температ} ра перекачиваемого
продукта / = 400°; 3) давление расчетное для I =400° и+„ = 32 кГ/см2 со-
гласно табл. 13 Ру = 50 кГ]см2.
Таблиц а 13
Давления условные, пробные и вабочпе для арматуры, фитингов и трубопроводов
по ГОСТ 356-52 (взамен ГОСТ 356-43)
(Выдержки)
7. Давления для изделий из углеродистых стал'й в кГ/см2
Давления условные русл Давления пробные (водой При t ниже 100°) ^пр Давления рабочие наибольшие при температурах среды
200° 250° 300° 350° 400° 425° 450"
Т'20 7 25 •^30 7*85 PfO ^'42
1 2 1 1,0 1,0 0,7 06 0,6 0,5
2,5 4 2,5 2,3 2,0 1 8 1,6 1,4 1,1
4 6 4 37 3,3 2.9 2,6 2,3 1,8
6 9 6 5,5 5,0 4,4 3,8 3,5 2,7
10 15 10 9,2 8 2 7,3 6,4 5,8 4,5
16 24 16 15 13 12 10 9 7
25 38 25 23 20 18 16 14 11
40 60 40 37 33 30 28 23 18
64 96 64 59 52 47 41 37 29
100 150 100 92 82 73 64 58 45
160 240 160 147 131 117 102 93 72
200 300 200 184 164 146 128 116 90
250 350 250 230 205 182 160 145 112
320 430 320 294 262 234 205 185 144
400 520 400 368 328 292 256 232 180
500 625 500 460 410 365 320 290 225
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
195
2. Давления для изделий из молибденоесй и хромомолибденовой сталей с содержанием
молибдена не менее 0,4% в кГ/см2
Давления условные ^усл Давления пробные (водой при 1 ниже 100°) Рпр Давления рабочие наибольшие при температурах среды
350° 400° 425° 450° 475° 500° 510° 520° 530“
Р35 ^40 ^*42 ₽45 7’47 1’50 1'51 7’52 7’53
1 2 1 0,9 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,4
2,5 4 2,5 2,3 2,1 2,0 1,8 1,4> 1,2 1,1 0,9
4 6 4 3,6 34 3,2 2,8 2,2 2,0 1,7 1,4
6 9 6 5,5 5 1 4,8 4,3 3,3 3,0 2,6 2,2
10 15 10 9,1 86 8,1 7,1 55 5,0 4,3 3,6
16 24 16 15 14 13 И 9 8 7 6
25 38 25 23 21 20 18 14 12 И 9
40 60 40 36 34 32 28 22 20 17 14
64 96 64 58 55 52 45 35 32 28 23
100 150 100 91 86 81 71 55 50 43 36
160 240 160 145 137 130 114 88 80 69 57
200 300 200 182 172 162 142 110 100 86 72
250 350 250 227 215 202 177 137 125 108 90
320 430 320 291 275 259 227 176 160 137 115
400 520 400 364 344 324 284 220 200 172 144
500 625 500 455 430 405 355 275 250 215 180
640 800 640 580 550 518 454 352 320 275 230
3. Давления для арматуры и соединительных частей ил чугунов в кГ/см2
Давления услов- ные РуСД Давления проб- ные (водой при 1 ниже 100°) РПр Давления наибольшие при температурах среды
до 120° 200° 250° 300°
7’12 ^20 7’25 ^30
1 2 1 1 1 1
2,5 4 2.5 2.5 2 2
4 6 4 3.8 3,6 3,2
6 9 6 5,5 5 5
10 15 10 9 8 8
16 24 16 15 14 13
25 38 25 23 21 20
40 60 40 36 34 32
4. Даелсния для арматуры и еосдинителгных частей из бронзы, латуни и меди в 1;Г]см2
Давления услов- ные Русл Давления пробные (водой при 1 ниже 100°) рпр Давления рабочие наибольшие при температурах среды
до 120° 200° 250°
7’12 ^20 f,25
1 2 1 1 0,7
2,5 4 2.5 2 1,7
4 6 4 3,2 2,7
6 9 6 5 4
10 15 10 8 7
16 24 16 13 11
25 38 25 20 17
40 60 40 32 27
64 96 64
100 150 100
160 240 160
200 300 200
250 350 250
13*
196
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Так как материалы основных детален насоса предусмотрены в двух вари-
анта:., а именно для корродирующей среды слабой и сильной активности,
то при расчете их на прочность приняты материалы с более низкими механи-
ческими свойствами.
Ниже даны различные марки стали, применяемые в зависимости от актив-
ности корродируюшей среды для литых деталей горячих насосов.
Ввиду различной активности корродирующей среды на нефтеперерабаты-
вающих установках основные детали насоса — корпус и крышка корпуса —
проектируются в трех вариантах из стали марок 25-4525, Х5М, ЭЯ1Т л сталь-
ные детали, не подверженные непосредственному воздействию корродпру ющей
среды и высоких' температур, из стали марки 25-4522.
А. Сталь марок 25-4525 и 25-4522 применяется при слабой активности
корродирующей среды. Химический состав в % сталей 25-4525 и 2S-4S22 сле-
ду юший:
Углерода Марганца Кремния Фосфора не более Серы не более
0 20—и,30 0,50—0,90 0,17—0 37 0,04—О05 0.04-0 05
\1е\аническ1 е свойства t тали марок 25-4525 и 25-4522 не менее следующих.
Марка стали Предел прочности кГ)мм2 Предел текучести <rs, кГ/мм2 Относительное удлине- ние образца с пяти- кратной расчетной длиной, % Удельная вязкость, кГ1см2
25-4525 45 27 25 3,5
25-4522 45 23 22 —
Б. Сталь марки Х5М применяется при с ре дней активности корродирую-
щей среды. Химический состав 5%-ной хромомолибденовой стали в % следую-
щий:
Углерода Кремния Марганца Хрома Молибдена •Фосфора Серы
0,15—U,30 0,35-0.70 0,40—0,60 4—6 0,45-0,65 Не более 0,1)45 Не более 0,04
Механические свойства стали марки Х5М в термообработанном состоянии
прп комнатной температуре следующие:
Предел прочности аъ, кГ/мм2 Предел текучее ти ffg, кГ/мм2 Относительное удлинение образца с пятикратной расчетной длиной, % Относитель- ное сжатие, °0 Твердость по Бринеллю Ударная вязкость, кГ/см2
Не выше 70 Не менее ча Не менее 18 Не менее 30 195—240 Не менее 5,0
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
197
В. Сталь марки ЭЯ1Т применяется в условиях сильной активности кор-
родирующей среды. Химический состав стали марки ЭЯГГ в %:
Углерода Кремния Марганца Хрома Никеля 1 птана Фосфора Серы
lie более 0,15 He более 2,0 Не более 1,0 17,0—19,0 8,0—9,5 0,6—0,75 Не более 0,05 Не более 0,05
Содержание титана по нижнему пределу определяется по формуле
Ti = 5 (С — 0,08), где С — содержание углерода в стали.
Механические свойства стали марки ЭЯ1Т следующие:
Предел проч- ности аь, кГ/ мм2 Предел теку- чести <ts, кГ/мм2 Относительное удлинение, % Относитель- ное сжатие, % Ударная вяз- кость, кГ/см2
45 20 20 30 8
Корпус насоса (наружный). Материал: литая сталь углеродистая марки
25-4525 по ГОСТ 977-41, с пределом прочности при растяжении 4500 кГ]см2.
При запасе прочности ль=4,0 (табл. 10) допускаемое напряжение на растя-
жение Rz = 4500 = 1125 кГ]см2', толщина стенки s = 40 мм, прибавка на
коррозию для средней корродирующей среды С = 4 мм, г = 27,6 см.
По формуле (125а) напряжение на растяжение корпуса, подверженного
внутреннему давлению,
К2+г2 31,22 + 27,62 ... г. .
°- = Р R^ = 50 31,22—27,62 = 515 КГ СМ ’
1де R = г s — С = 27,6 + 4-— 0,4 = 31,2 см.
Напряжение на растяжение и на сжатие вследствие разности темпера-
тур внешней и внутренней стенок сосуда прп разности температур tB — ZH -
= 25°, а = 11,3-ГО-6 и £= 1800 000 кГЧсм2 при 400°, т = -^- и Л =
= -|у|-=1,13 по формулам (126) и (126а)
= 4 11,3 • 10-' • 1.8 10е 25 (y^g-i-) k? “
= 4*1113 ‘10-6 • 118 •10® •25 •1143 (9-2-8,2) = 363 хГ/W,
a2 = 4 И’3•10-6• 118• (“25>1ЛЗ(позA)х
z, \ -i! v,o ± /
X ( 1,132—1 in 1,13 ) — 290 кГ‘см2-
198
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Составляем табл. 13а напряжений для различных значений разности
температур внутренней и внешней стенок корпуса.
Таблица 13а
Напряжения для различных значений разности
температур внутренней п внешней стенок корпуса
Разность
температур,
°C
«1, кг/см.2
cz, кГ/СМ.2
° сум* кГ1см*
10
25
50
10л
145
363
726
1450
515
515
515
515
660
878
1241
1965
Рис. 123. Фланец наружного корпуса насоси 5НГ-5Х4.
Допускаемое напряжение Rz; = 1125 кГ]см2.
Берем окончательно толщину стенки [s = 40 мм.
Шпильки фланцевого соединения наружного корпуса. Во фланцевом соеди-
нении применяется кольцевая прокладка из листового алюминия с асбестовым
наполнением.
Нагрузка на шпильки (рис. 123) при гидравлическом давлении р =
= 50 кПсм2 по формуле (128)
Wm — р + 2bnGmp,
принимаем Ьа — (см. табл. 7); тп = 3,25 (см. табл. 8); b — =0,448;
lfzm = 59 + 2 • 0,448 3,14 59,7 3,25 50 = 140 000 + 27 300 =
= 167 300 кГ.
Бер'м 20 шпилек М36'<4: внутренний диаметр резьбы dB = 30,8 мм;
площадь поперечного сечения Ав = 7,47 см2.
Нагрузка на одну шпильку
q = = 8350 кГ.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
199
Напряжение растяжения в шпильке
<G = -±- = -yg- = И20 кГ1см\
Материал шпилек — сталь марки ЗОХМА с пределом прочности при
растяжении сть = 7670 кГ1см2.
Запас прочности
% 7670 „ „
Пь = -^Г==-1й(Г *6’8-
Отношение
t 3,14 • 700 о
-Т = 20-’36 ' = 3’06-
Определим расчетную болтовую нагрузку, необходим}ю при расчете
фланцев и крышек:
W = wm + wa
2
где Wa — допустимая нагрузив на шпильки при допускаемом напряжении
на растяжение в кГ; ТУО = 1300 • 7,47 • 20 = 194 000 кГ.
Расчетная болтовая нагрузка
II' , «’"tag J180650 »Г.
Фланец наружного корпуса. Размеры фланца (см. рис. 123): А = 78 см;
С = 70 см; = 4,0 см; R = 4,0 см; В = 55,2 см; G = 59,7 см; = 4,0 см;
t = 8,5 см.
Фланец рассчитываем как фланец цельного типа.
Суммарный момент, действующий на фланец,
Л/о = MD + mg + Мт,
где MD = НDhD; MG = HGhG; Мт = Н hT.
Определяем нагрузки, действующие на фланец:
W = 180 650 кГ;
Нп = —р = ——г—2— 50= 120 000 кГ;
НТ = Н — Н = 3,14',-9'7- 50—120 000=140 000—120 000=20 000 кГ;
1 и 4
Н,. = W — Н = 180 650—140000=40 650 кГ.
Определяем плечи изгиба:
Лс = 7?+-|- = 4,0+42 = 6,0 см;
, R+gi+hD 4,04-4,0+6,0 „о
hT =-----------= — 2------= 710 см’
, C—G 70—59,7 с,г
-------------------= 5,15 см.
200
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Изгибающие моменты будут:
MD = 120000-6,0=720000 кГсм;
Мт = 20000-7,0=140000 кГсм\
М =40 650-5,15=209000 кГсм.
Ст
Суммарный изгибающий момент
Мо = 720000+140000+209000=1069000 кГсм.
Продольное напряжение во втулке
с W>
н - Lg^B
Радиальное напряжение во фланце
с (4/я/е+1)Л/0
R ~ Lt‘B
Тангенциальное напряжение во фланце
с Т" • о
t^B Лдя'
При К = -д- = = 1,415 по графику рис. 100 определяем Т = 1,75;
Z = 3,1; У = 5,72; Л 6,4.
При отношении = 1,0 по графику рис. 99 определяем F =
= 0,909; V = 0,55. **
По графику рис. 98 определяем /= 1,0.
Величина L равна
г - ге+1 I JL
L Т + d ’
где е=i ’ ad = -^h^»2’
Ло = 1 Bg0 = /55,2-4,0 = 14,75.
Подставляя числовые значения, получим
0,909 „„е.с
е = ЧГ75-=°’0б15:
d = -^ 14,75-4,02 =2570;
0,55
г 8,5-0,0615+1 . 8,53 л о-7л г л о/г л ллс
L =-------= 0,870+0,245=1,115.
Продольное напряжение во втулке
S — 1,0'1 Об9 °°° — 1085 кГ'см^
Лн~ 1,115 - 4,02 - 55,2 ЫЪО К1 tCM .
Радиальное напряжение во фланце
„ (4/3 8,5 • 0,0615+1) 1 069 000 _ .
° Я ~ 1.115.8.52.55.2 — / К1 /СМ .
1,115 - 8,52 - 55,2
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
201
Тангенциальное напряжение во фланце
St = -5'7оЛ°^900 — 3.1 • 407=1540—1260—280 кГ/см*.
* 0,0 00, Z
При доп}скаемом напряжении
определенные выше напряжения не
для материала фланца Rz = 950 кГ/см2
должны превышать:
5Н<1,5 Rz
. . 1085 <1425
С Rz
407 <950
280 <950
Sh+SR , п
---2---
Sh + 'ST . О
---п— < Rz
. ... . 745 <950
......... 682 < 950.
Сферическая крышка корпуса (поверочный расчет). Напряжение в сфе-
рической крышке
3
л (s—с)2
о
0Л8ИЧс2 _£2) + । 48 w j И +
гн ° а
Ир
2 (s—с)
где s — толщина крышки в см, s = 6,2 см; а — действительное напряжение
в крышке в кГ]см2; W—расчетная болтовая нагрузка, W = 180 650 кГ;
а — расстояние от оси крышки до центральной линии прокладки в см, а =
= 29,85 см; г — радиус окружности центров шпилек в см, г = 35 см; гв —
внешний радиус крышкп в см, гв = 39 см; р — расчетное давление в кГ]см2;
R — ради} с сферического сегмента в см, R = 12 см; с — прибавка па кор-
розию, принимаем с—0,2 см.
Отсюда находим
3 /0,18 • 180 650 (35s—29,852)
3,14 (6,2—0,2)2 ( 392
+ 1,48- 180 6501g -i) +
+ = 685+50=735 кГ/см2-
Материал крышкп — литая сталь марки 25-4э25 по ГОСТ 977-41.
Плоская крышка корпуса. Толщина плоской крышки по формуле (143;
где s — минимальная требуемая толщина в см; d — средний диаметр про-
кладки в см; р — расчетное давление в кГ)см2; Rb — допустимое рабочее
напряжение в кГ]см2; К — коэффициент, характеризующий тип присоединения
крышкп к корпус} • с — прибавка на коррозию.
Для крышек, присоединяемых к корпусу на шпильках таким образом,
что затяжка шпилек вызывает изгиб крышкп (табл. 9, рис. е),
К = 0,30
1,4 WhG
Hd~
где W — расчетная болтовая нагрузка в кГ; hG— расстояние от центра про-
кладки до оси шпилек в см; d — средний диаметр прокладки в см; Н — общая
202
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
гидростатическая narpj зка на поверхность, ограниченную внешним диамет ром
прокладки:
Н 4 Р'
где D — внешний диаметр прокладки в см-, р — расчетное давление в кГ]см2\
Н = 3'14,61’32 50=148000 кГ.
4
Подставляя, получим
К = 0,30 + —= 0,30+0,148=0,448.
KlO UuU • ОУ, I
Материал крышки — литая сталь марки 25-4525 по ГОСТ 977-41. Тол-
сцина плоской крышки
s = 59,7 +0,2=8,40+0,2=8,60 см.
Принимаем 5 — 90 мм-
Критическое число оборотов вала (графоаналитический расчет). Первое
критическое число оборотов равно
„ _ 30 / g _ Qnn f 1
ПкР1 — 7Г1 / 7 — 300 I/ 7
Вал насоса расположен на двух опорах (свободных). Эскиз вала и схема
нагрузок, а также все графические построения, необходимые для определения
упругой линии, показаны на рис. 124.
При расчетах модуль упругости первого рода принят Е = 1,8 • 106 кГ]см2
прп t = 400°.
Упругую линию определяем следующим образом. Вал разбиваем по
длине на 15 участков одинакового диаметра. Действующую на каждом участке
нагрузку от собственного веса вала и весов насаженных деталей заменяем
эквивалентными ей сосредоточенными силами Рг, Р2, . . ., Р1Ъ, приложенными
в центрах тяжести нагрузок. Затем строим многоугольник сил, а по нему зпюру
изгибающих моментов.
При построении приняты следующие масштабы: длины .... 1 см =
= 5 см-, сил .... 1 см = 4 к Г; полюсное расстояние....... Нл = 15 см.
Следовательно, масштаб изгибающих моментов равен 1 см = 5 4 • 15 =
=300 кГ см, а масштаб площадей этой диаграммы 1 см2 =300 • 5=1500 KPjcM2.
Далее определяем площади диаграммы изгибающих моментов для каждого
участка вала как произведение действительной площади на масштаб. Зател/
£
вычисляем фиктивные силы Q = —Ej~ • Направления действия этих сил
будут проходить через центры тяжести площадей.
Поступая с фиктивными силами Q так же, как мы делали это ранее с ве-
сами Р, строим многоугольник фиктивных сил, а по нему эпюру прогпбов вала.
При построении принимаем следующие масштабы: фиктивных сил . . .
1 см = 8 • 10—5; длин . . . 1 см = 5 см-, полюсное расстояние . . . Нъ = 15 см.
Следовательно, масштаб прогибов составит 1 сл< = 8-10-5 • 5 • 15 =
= 0,006 см.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
203
По эпюре прогибов определяем величину максимального прогиба, что
«составит /макс = /ю = 0,0285 см = 0,285 мм.
Первое критическое число оборотов вала
V-И5 = 1770 об!мин-
Отношение рабочей скорости вала к критической
— = = 1,67.
пкр 1770
Для сравнения определяем критическое число оборотов вала аналити-
чески по приближенному методу.
Средний диаметр вала находим по формуле
, ‘*вЛ + ЙвЛ + ‘/вз'з + -
бвср Z1 + Z2 + ZU-...
Вал рассматриваем как балку с равномерно распределенной нагрузкой,
.Лежащую свободно на двух опорах (см. рис. 124). Тогда составим табл. 14
со всеми необходимыми для расчета данными.
. 31,2+32,8+170,5+46,0 4-47,2+46,0+112,5+46.0+67 2+46+215+34,1+31,2
“вср — 6+6,1+31+7,2+9,6+7,2+15+7,2+9,5+7,2+39+6,1+6 —
945.7
-=-157.-2 =ЬСЛ<-
Определяем максимальный прогиб в 'ла
/макс — 384 EJ
Принимаем Е = 1,8 • 106 кГ)см? при £ = 400°; J = 2Ж=70,7 кГ;
2/ = 157,2 см.
П<Д1тавляя эти значения, имеем
, _ 5 70,7 • 157,23 • 64 _ 1
/макс—384 1 8000’Юл 64 — 32.1 — и’и'31 см
пкр = 300 | 32,1 1700 об!мин.
Таблица 14
Расчет вала на критическое число оборотов
№ участка 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 И 12 13
Диаметр вала С?в, см . . 5,2 5,4 5,5 6,4 7,0 6,4 7,5 6,4 7,0 6,4 5,5 5,4 5,2
Вес частей ро- тора W, кг . 1 1,1 9 1,8 15,5 1,8 7,3 1,8 16 1,8 11,5 1,1 1
Длина участка Z, см . . . . 6 6,1 31 7,2 9,6 7,2 15 7,2 9,5 7,2 39 6,1 6
d см2 . . . 31,2 32,8 170,5 46,0 47,2 46,0 112,5 46;0 67,2 46 215 34,1 31,2
204
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ
205
Рис. 124. Эскиз вала насоса 5НГ-5Х4, схема нагрузок и графический расчет
Так как в действительности критическое число оборотов вала для центро-
бежных насосов с глубокими сальниками и металлической набивкой соответ-
ствует длине вала, равной пролету между центрами сальников, принимаем
длина пролета I = 98 см, а средний диаметр вала с?В(,р = 6 см\ тогда
/ = 0,031 (= 0,00772 см
И
нКр=300 1/ „ рЛуу = 3430 обIмин,
w UjUUI i
т. e. вал является жестким.
Поверочный расчет вала ротора на кручение. Максимальная потребная
мощность, передаваемая валом при работе насоса на воде, N = 200 л. с.
Следовательно, крутящий момент на валу
А7вр = 71620 — = 71 620 = 4850 кГсм.
Материал вала — легированная хромистая сталь марки 3X13 с преде-
лом прочности прп растяжении сть = 65 ъГ1мм2. Принимаем Rz = 1000 кГ]см2.
Тогда допускаемое напряжение на кручение
Ra = 0,6 • Rz = 0,6 1000=600 кГ/см2.
206
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Необходимый момент сопротивления кручению
Wb = 0,2 (Р = = 8,1 см\
откуда наименьший диаметр вала
d = 3,1 = 3,42 см.
Фактическая осевая нагрузка ротора. Рассмотрим силы, действующие на
ротор в осевом направлении (см. рис. 119). Осевые усилия, направленные
вправо, считаем положительными (-{-), а направленные влево — отрицатель-
ными (—).
Обозначая давление всасывания через Ро, давление, создаваемое каждыл
рабочим колесом, через Р1г имеем
Р = [-Рс(72-6,4») + Ро(13,52—6,42) - (Ро + Рх)(13,52 - 10,52) -
- (Р« + Л)(13,52-6,42) + (Ро + PJ (92—6,42) + (Ро + 2РХ) (13,52-10,52) -
- (Ро + 3PJ(92—6,4») + (Ро + ЗРХ) (13,52- 6,42) - (Ро + 4РХ) (13,52—122) -
- (Ро + 27э1)(13,52—6,42) + (Ро + 2Л)(7,52-б,42) + (Р0+ЗР1)(13,52-122)]
= 1Л.(7,52-72) +Л(122 +2 - 7,52-10,52-2.92)] = (7,2Ро — 16РГ).
При работе на горячих нефтепродуктах прп Ро = 3 кГ/см2 и Рг =
= 7,2 кГ]см2 фактическая осевая пагру зка ротора
Р = (7,2 • 3—16 • 7,2) = — 73.5 кГ.
При работе на воде прп Ро = 0,5 кГ]см? и Рг — 7,2 кГ[см2 фактическая
осевая нагрузка
Р = ~ (7,2 • 0,5—16 • 9) = — 110 кГ.
В обопх случаях осевая нагрузка ротора направлена влево.
Выбор радиально-упорного подшипника. Для восприятия осевых усилен
ротора устанавливается радиально-упорным шариковый подшипник серии
66412. Условия работы шарикового подшипника: п =.3000 об}мин', h =
= 5000 час.—требуемая долговечность. Коэффициент работоспособности
С = 132 000.
Тогда условная нагрузка на подшипник определяется следующим эмпи-
рическим равенством:
=-------132000 0 3 = 920 кГ.
(nh)0’3 (3000 - 5ООО)0’3
Для радиальных подшипников условная пагрузка определяется по фор-
муле 1
Q = (НКк -\-тА) К^К-г,
для радиально-упорных — по форм’ л
Q = \HKS, -|- /л (Л — 5)J К^К^,
1 Каталог. Подшипники шариковые и роликовые. Союзподшипнпш быт, 1956
се
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ ГОРЯЧЕГО НАСОСА СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ 2.07
а для упорных подшипников по формуле
Q = AhfjK-r,
где В — радиальная нагрузка в кГ\ А — осевая нагрузка в кГ; S — осевая
спла (реакция), возникающая в подшипнике от радиальной нагрузки
(существует только при установке радиально-упорных подшипников):
S 1,3 7? tg р,
где р — угол контакта тел качения с дорожкой качения нэпу жпого кольца
подшипника.
Для шарикоподшипников радиально-упорного типа 36010 Р = 12°,
типа 46000 — 26°, типа 66000 — 36° т — коэффициент, учитывающий не-
одинаковое влияние радиальных и осевых нагрузок на срок службы подшип-
ника:
1
т~ 2,6 tg^ ;
Кс— коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки на срок
службы подшипника; КТ — коэффициент, читывающпй влияние на срок
службы подшипника температурного режима работы подшипника; Кк — коэф-
фициент, учитывающий зависимость срока службы подшипника от того,
какое кольцо вращается относительно вектора нагрузки.
Так как шариковый подшипник воспринимает только осевую нагрузку,
то В и S раПпы нулю.
При коэффициентах согласно каталогам по шариковым подшипникам
= 2 6tg36° 0’525, = 1,5, Кг = 1 и К? — 1 допускаемая осевая_ на-
грузка на подшипник
Следовательно, данный шариковый подшипник удовлетворяет требуемым
т слэвиям работы и обеспечивает работу насоса при износе уплотняющих колец
для больших осевых нагрузок.
Проверка на температурные расширения (рис. 125). Коэффициенты линей-
ного расширения:
а) внешний корпус — материал сталь Х5М:
а = 11,6 • 10-6;
б) вну гренний корпус — материал сталь 1X13:
а =- 11,3 • 10—6;
в) вал — материал сталь 3X13:
а = 11,3- 10^6.
1. Смещение вала по отношению к внешнему корпусу в сечении А — 4
J/B1' - J/1B — Allt; — JZ2k = (130-11,3- IO”6 -100+170-11,3-10-6- z<)0
700-11 3-10-6-400) —(217-11,6 10-6• 300+255-11,6-10-6-100) —
— 528- 11,6- 10^B 300=3,67 —1,05—1,85 = 0,77 мм.
208
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
2. Общее удлинение вала
Z1ZB = 2-130-11,3-10-6-100+2-170-11,3- Ю-6-200+700-11,3-10-6 -400+
+120 • 11.3-10-6-400 =4,74 мм.
3. Смещение торца вала у муфты относительно опоры В
А1В' = JZB — JZ1K = 4,74—1,05=3,69 мм.
Рис. 125. Схема температурных расширений деталей на-
соса 5НГ-5Х4. Стрелки показывают направление удлине-
ний.
4. Смещение внутреннего корпуса относительно наружного корпуса
ZIZB.K' = JZB.B-zlZ2l( =635 • 11,3 • IO”6 • 400—1,85=2,86—1,85 = 1,01 мм.
5. Смещение рабочих колес по отношению к внутреннему корпусу равно
JZBOn = JZB1' = 0,77 мм. т. е. равно смещению вала относительно внешнего
корпуса. Смещение всех рабочих колес относительно внутреннего корпуса
будет одинаково, так как, идя вправо от сечения А — А, удлинение вала
будет уменьшаться на величину, равную £жа400°, а внутренний корпус будет
удлиняться на ту же величину.
Насос среднего давления двухступенчатый
Двухступенчатые насосы среднего давления для горячих нефтепродуктов
предназначены для работы при температуре от 250 до 400° (рис. 126).
Корпус насоса и крышку корпуса отливают из углеродистой стали марки
20-Л и’-и из стали марки 30Х5МА. Для обеспечения плотности соединений при
высоких температурах корпус имеет один вертикальный разъем со стороны
нагнетания. Через это отверстие устанавливают собранный ротор вместе с диа-
фрагмой. Диафрагму в месте уплотнения притягивают двумя фасонными уста-
НАСОС СРЕДНЕГО ДАВЛЕНИЯ ДВУХСТУПЕНЧАТЫЙ
209
новочными шпильками, выходящими наружу корпуса насоса. Оси установоч-
ных шпилек расположены эксцентрично по отношению к оси отверстия в диа-
фрагме. При завинчивании установочные шпильки подтягивают диафрагму
к фланцу внутри корпуса насоса. Разность давлений между первой и второй
ступенями насоса также уплотняет место соединения между диафрагмой и
корпусом насоса.
Всасывающий и нагнетательные патрубки отливаются в корпусе насоса,
они направлены вертикально, что дает возможность образовавшимся газам
выйти из корпуса насоса в трубопровод.
Крепление корпуса насоса к стойкам фундаментной плиты выполнено
вдоль горизонтальной оси пасоса. Этим избегается возможность перекоса
Рис. 126. Двуступенчатый насос 5НГ-5Х2 для горячих нефтепродуктов.
из-за температурного расширения. Все части расширяются симметрично от
оси насоса.
Сальник охлаждается водой. Масло подводится к фонарю сальника для
охлаждения и смазки вала, а также для набивки и чтобы воспрепятствовать
выходу наружу горячих нефтепродуктов; затем масло выходит через отверстие,
находящееся непосредственно под фонарем.
Холодная вода подводится через гибкий металлический галаиг к втулке
сальника и отводится в зумпф. Охлаждая вал, водяная завеса служит преградой
для выхода наружу через сальник газов и паров.
Вал в местах прохождения через набивку сальника защищают гильзой,
на которую после шлифования направляют слой стеллита или сормайта тол-
щиной 1,5 мм. Уплотнительные кольца рабочих колес и втулки рабочих колес
имеют наплавленный слой стеллита или сормайта толщиной 1,5 мм.
Между торцами защитных гильз вала установлены алюминиевые про-
кладки толщиной 0,5 мм.
Радиальные нагрузки воспринимаются подшипниками скольжения с коль-
цевой смазкой. Шариковые радиально-упорные подшипники воспринимают
осевые нагрузки в обе стороны и рассчитаны на нагрузки 300 —400 кГ, не-
смотря на то, что осевые усилия в насосах при нормальном расходе практи-
чески равны нулю.
Часть разгрузки осевых усилий обеспечивается направлением входных
отверстий рабочих колес в разные стороны и небольшим увеличением диаметра
уплотнительного кольца рабочего колеса второй ступени против диаметра
уплотнительного кольца рабочего колеса первой ступени.
Шариковым радиально-упорный подшипник смазывают маслом, которое
разбрызгивают через подшипники посрс дством масляного кольца. Масло,
14 Заказ 234.
210
НАСОСЫ ДЛЯ ЮРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
пройдя через подшипники, возвращается в резервуар и охлаждается
водой.
Стойки фундаментной плиты, на которые крепится насос, могут охла-
ждаться водой и имеют два паза, в которые входят два выступа, отлитых на ппж-
ней половине корпуса пасоса. Это предохраняет агрегат от продольных пере-
косов корпуса насоса по отношению к фундаментной плите и приводу.
Насос одноступенчатый консотыюго типа
Одноступенчатые насосы для температур 250 4- 400° с рабочими колесами
одностороннего входа для окружных скоростей не более 40 м]сек выполняются
консольными (рис. 127).
Рис. 127. Насос одноступенчатый консольного типа для горячих нефтепродуктов.
Разъем корпуса насоса и крышки корпуса для обеспечения плотности
соединения при температуре 250—400° выполняется с вертикальным фланце-
вым соединением.
Герметичность стыка создается за счет сжатия кольцевой алюминиевой
прокладки толщиной 2 мм. Всасывающий и нагнетательные натру бки отлиты
в корпусе насоса и расположены вертикально.
Для крепления насоса к фундаментной плите корпус пасоса имеет опорные
лапы, расположенные в горизонтальной плоскости, проходящей вдоль оси
вала, что даст возможность уменьшить температурные влияния на расцен-
тровку насоса и двигателя.
Для свободного расширения ротора в корпусе насоса при высоких темпе-
ратурах предусмотрены аксиальные зазоры между ротором и корпусом насоса
не менее 4—5 мм. В корпусе насоса и па рабочем колесе установлены сменные
уплотняющие кольца. По мерс разработки зазоров кольца заменяются новыми
В месте выхода вала из корпуса имеется глубокий сальник, в котором по-
мещается 8—10 колец набивки.
Подтягивание набивки сальника производится при помощи втулки саль-
ника. В сальнике имеется фонарное кольцо, разделяющее набивку. К фонарю
подводится холодное масло. Масло охлаждает и смазывает вал и набивку,
а также является гидравлическим затвором для горячих нефтепродуктов.
Смесь отработанного масла и горячих нефтепродуктов, проникнувших в саль-
ник, отводится через отверстие, расположенное под фонарем. Для охлаждения
сальника предусмотрена водяная рубашка, охлаждаемая водой.
НАСОС ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ КОНСОЛЬНОГО ТИПА
211
Так как через сальниковую набивку можег пройти некоторое количество
нефтепродуктов, а также и газов, во втулке сальника сделана водяная завеса,
назначение которой — удалять вместо с водой просочившиеся нефтепродукты
и их пары it тем предохранять окружающий воздух от насыщения парами
нефтепродуктов. Вода к втулке сальника подводится гибким металлическим
шлангом. Вал в месте прохождения через набивку сальника защищен от износа
гильзой, на которую наплавлен слой стеллита или сормайта толщиной 1,5 мм
(после шлифования).
Чтобы нефтепродукты не проникали между валом и защитной гильзой,
между торцами последних установлена алюминиевая прокладка толщиной
0,5 мм.
Oct вые усилия, возникающие вследствие одностороннего подвода жид-
кости к рабочему колесу, уравновешиваются путем разгрузки. Для этого
в заднем диске рабочего колеса имеются уплотнительные кольца. В рабочем
колесе с задней стороны просверлены отверстия, при помощи которых давление
в камере с задней стороны рабочего колеса становится равным давлению во
всасывании. Для восприятия случайных осевых усилий, а также осевых уси-
лий, вызванных неравномерной выработкой уплотняющих колец, имеются
радиально-упорные шариковые подшипники. Радиальные нагрузки воспри-
нимаются радиальными шариковыми подшипниками.
Смазка шариковых подшипников — кольцевая. Корпус подшипников
имеет водяную рубашку, при помощи которой охлаждаются масло и шарико-
вые подшипники.
13 небольших насосах с диаметром всасывающего патрубка 100 мм отвер-
стия в рабочем колесе не сверлятся вследствие того, что осевое давление срав-
нительно мало и воспринимается полностью радиально-упорными шариковыми
подшипниками.
В насосах больших размеров для улучшения к. п. д. осевое давление
разгружается посредством разгрузочной трубы, а не через отверстия, про-
сверленные в ступице колеса. Насос крепится на стойках фундаментной плиты
при помощи опорных лап. Стойки фундаментной плиты охлаждаются водой.
Вал двигателя соединен с валом пасоса зубчатой муфтой. Для удобства демон-
тажа между полумуфтами установлен удлинитель. Это даст возможность,
сняв удлинитель муфты, вынуть крышку корпуса и корпус подшипника вместе
с ротором из корпуса насоса. При этом не требуется снимать с фундамента
корпус насоса и двигатель, а также отсоединять основные трубопро-
воды.
Го обстоятельство, что ротор пасоса вынимается из корпуса насоса вместе
с шариковыми подшипниками, нс требуя отсоединения трубопроводов и со-
храняя центровку агрегата, способствовало большому распространению насосов
этого типа.
Большим преимуществом разъема корпуса пасоса со стороны привода
является и то, что крышка корпуса насоса не может пметь более высокую
температуру, чем корпус пасоса, и таким образом в месте посадки не могут
возникнуть опасные температурные напряжения, как в конструкции насоса,
показанного на рис. 118.
13 некоторых конструкциях вместо разгрузочных отверстий применяются
ребра, прилитые к задним дискам колеса. Ребра уменьшают давление с задней
стороны диска колеса и осевое давление в сторону всасывающего отверстия
колеса.
Нормально насос выполняется с рабочим колесом закрытого типа. Однако,
если нефтепродукт содержит в суспензии твердые частицы, применяют колесо
открытого типа. В последнем случае передний диск колеса отсутствует, и ло-
патки колеса со стороны всасывания образуют минимальный зазор со сменным
неподвижным диском, установленным в корпусе пасоса.
14*
212
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
Насос с колосом открытого типа менее изнашивается при перекачке за-
грязненного нефтепродукта. Если размер твердых частиц, перекачиваемых
вместо с нефтепродуктом, превышает ширину лопатки па выходе, то эти твер-
дые частицы после измельчения между лопатками колеса и неподвижным
Рис. 128. Насос одноступенчатый консольного типа для нефтепродуктов с t < 250°.
диском беспрепятственно проедут через межлопаточпые каналы колоса, ко-
лесо же закрытого типа забьется твердыми частицами, и подача жидкости
прекратится.
Рис. 129. Насос двухступенчатый консольного типа для горячих нефтепродуктов.
На рис. 128 показан одноступенчатый насос консольного типа в чугун-
ном исполнении для работы при t С 250°.
Консольные насосы небольших размеров иногда выполняются двухсту-
пенчатыми (рис. 129).
ВОЗМОЖНЫЕ НЕПОЛАДКИ В РАБОТЕ НАСОСА
213
Насос одноступенчатый двойного всасывания
Одноступенчатый насос с рабочим колесом двустороннего входа (рис. 130)
предназначается для большой производительности при перекачивании горя-
чих нефтепродуктов. Корпус насоса имеет фланцевый разъем вдоль вертикаль-
ной плоскости.
Для уменьшения температурных влияний на вал опоры корпуса располо-
жены в горизонтальной плоскости, проходящей через ось насоса, и крепятся
к стойкам фундаментной плиты, охлаждаемым водой. Кроме этого, корпус
насоса входит в специальные пазы фундаментной плиты, чем обеспечивается
симметричное расширение всех частей вдоль осп насоса.
Рис. 130. Одноступенчатый насос двойного всасывания для горячих нефтепродуктов
8НГД-6Х1.
Сальник с внешней стороны охлаждается водой; он имеет фонарь,
к которому подводится циркулирующее холодное масло. Масло охлаждает
и смазывает вал и набивку и является гидравлическим затвором для горячих
нефтепродуктов. Вода подается также во втулку сальника и отводится затем
из насоса, что является дополнительной преградой для выхода горячих нефте-
продуктов и испарений.
Вал в местах прохождения через набивку сальника и грунд-буксы за-
щищен съемной гильзой, на которую нанесен слой стеллита или сормайта тол-
щиной 1,5 мм (после шлифования). Уплотнительные кольца рабочего колеса
также имеют наплавленный слой стеллита или сормайта.
Между торцами втулки рабочего колеса и гильзами вала установлены
алюминиевые прокладки (толщиной 0,5 мм), которые предохраняют от проник-
новения горячих нефтепродуктов вдоль вала.
Шариковые подшипники смазываются прп помощи кольцевой смазки.
Масло, пройдя через шариковые подшипники, возвращается в резервуар,
который охлаждается водой.
Возможные неполадки в работе насоса
А. Насос нельзя пустить в ход
1. Низкое напряжение тока.
2. Насос забит (кокс, песок и т. д.).
214
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧИХ НЕФТЕПРОДУКТОВ
3. Рабочие колеса соприкасаются со стенками корпуса. Следует отрегули-
ровать осевой зазор.
4. Вал погнут вследствие перекоса корпуса из-за отсутствия тепловой
изоляции вокруг корпуса насоса при перекачке горячих жидкостей.
Б. Насос не подает жидкость
1. Насос не залит.
2 Число оборотов насоса ниже нормального вследствие низкого напряже-
ния или частоты, если приводом является электродвигатель, и низкого давле-
нии пара для паровой тл рбппы.
3. При работе под вакуумом —подсос воздуха через неплотные соедине-
ния во всасывающей трубе пли в сальнике.
4. Требуемый напор превышает создаваемый насосом.
5. Слишком большая высота всасывания или недостаточно высокий код-
пор.
6. Рабочие колеса или каналы корпуса насоса забиты.
7. Неправильное вращение вала насоса.
В. Насос дает уменьшенную производительность
1. Присутствие газа в жидкости.
2. Подсос воздуха во всасывающей трл бе пли через сальник при работе
насоса под вакуумом.
3. Высота всасывания слишком велика или подпор слишком мал.
4. Каналы рабочего колеса пли корпуса частично забиты.
5. Разработаны уплотняющие кольца.
6. Повреждены лопатки колоса.
7. Т]>ебусмый напор слишком велик.
Г. Насос не создает требуемого напора
1. Чис 10 оборотов низко.
2. Наличие воздуха илп газа в жидкости.
3. Разработаны уплотняющие кольца.
4. Повреждены лопатки колеса.
5. Диаметр рабочего колеса мал.
6. Каналы рабочего колеса пли корпуса частично забиты.
Д. Насос работает некоторое время, а потом срывает
1. Подсос воздуха во всасывающей трубе илп через сальник при работе
насоса под вакуумом.
2. Гидравлический затвор не работает и происходит подсос воздуха через
сальник, если насос работает под вакуумом.
3. Высота всасывания слишком велика пли подпор недостаточен.
4. Присутствие воздуха пли газа в жидкости.
Е. Насос потребляет слишком большую мощность
1. Число оборотов выше нормального.
2. Напор меньше нормального, вследствие чего насос дает чрезмерно
у величенпую производительность.
3. Удельный вес жидкости илп вязкость слишком велики.
МАТЕРИАЛЫ
215
4. Механические дефекты: а) погнутый вал; б) рабочие колеса трутся
о стенки корпуса вследствие неправильной сборки ил» температурных расши-
рении, в) разработаны уплотнительные кольца; г) слишком сильно затянут
сальник, д) расцснтровка подшипников; с) перекос из-за неравномерных тем-
пературных расширений корпуса насоса вследствие неравномерного подогрева
или плохой тепловой изоляции корпуса пасоса
Ж. Насос вибрирует
1. Износ подшипников.
2. Погнутый вал.
3. Ротор плохо сбалансирован.
4. Насос работает в ненормальном режиме.
5. Явление кавитации вследствие слитком большой высоты всасывания
или недостаточной величины подпора для данной производительности.
6. Присутствие инородного тела в рабочем колесе.
7. Неравномерный износ ротора.
8. Рабочие колеса частично забиты.
9. Расцентровка двигателя по отношению к насосу.
10. Расцентровка вследствие неравномерного температурного расширения
корпуса.
11. Перекос вала вследствие неравномерного расширения различных
металлов деталей ротора.
ГЛАВА XXIV
КИСЛОТОУПОРНЫЕ НАСОСЫ
Факторы, определяющие конструкцию
В насосах для перекачки кислот и щелочей основная задача состоит
в том, чтобы они противостояли действию коррозии и чтобы сальники не
пропускали перекачиваемого продукта.
При перекачке серной кислоты рассматриваются три случая: перекачка
серной кислоты концентрации больше 77% (удельного веса 1,69—1,835),
концентрации от 10 до 77% п концентрации меньше 10%.
Конструирование кислотоупорных насосов заключается:
1) в правильном выборе материалов, противостоящих действию коррозии
кислоты заданной концентрации.
2) в том, чтобы избежать повышения температуры кислоты в трущихся
деталях, так как при повышении температуры действие коррозии усиливается;
3) в обе< печении герметичней тп сальников.
Материалы
Для кислотоупорных насосов применяются следующие материалы:
1) нержавеющие хромоникелевые стали с большим пли меньшим содержанием
хрома и никели и с присадкой других элементов; 2) алюминиевая бронза;
3) монель металл; 4) легированные чугуны, 5) высококремнистые чутуны;
6) неметаллические материалы (резина, пластмасса, керамика, стекло).
Хрупкие материалы, как, например, керамика, стекло, твердая резина,
пластмасса, высококремнпстые чугуны, следует применять только для неболь-
ших пизконапорпых насосов. Хотя насосы из этих материалов противостоят
216
КИСЛОТОУПОРНЫЕ НАСОСЫ
коррозии во много раз лучше, чем насосы из легированных сталей и чугунов,
все же выгоднее применять последние, так как они безопасны в отношении
поломки и сравнительно легко обрабатываются.
Эксплуатация нг сосов
Кислотоупорные насосы не следует применять при больших числах
оборотов, т. е. при п > 1475 об]мин, так как при движении потока жидкости
с большой скоростью увеличивается коррозия металла.
Кроме того, совершенно недопустимо, чтобы кислотоупорный насос
работал при закрытой задвижке пли с очень малой производительностью,
т. е. при небольшой загривке. В этом случае вследствие потерь жидкость
Рис. 131. Кислотоупорный насос типа ХНЗ, ЯНЗ и ЭИНЗ.
вУнасосе начнет нагреваться и влияние коррозии увеличится во много раз
по сравнению с работой насоса при нормальном режпме
Сальники кислотоупорного насоса должны быть такой конструкции,
чтобы они работали с возможно меньшим давлением, и даже лучше, если
они будут работать под небольшим разрежением. Для этого необходимо пред-
усмотреть разгрузку со стороны напорного сальнпка, которая отводила
бы жидкость обратно во всасывание. Кроме того, в фонарное кольцо при
перекачке кислот небольшой концентрации подводится чистая вода под неболь-
шим давлением, приблизительно на 0,5 кГ]см2 выше, чем давление в сальнике
Если имеется разрежение во всасывании, то сальник будет работать
под вакуумом и кислота не сможет проникнуть в сальник. Уплотнительная
вода, поступающая в фонарь сальника, служит гидравлическим затвором,
препятствуя доступу^ воздуха в сальник, а также охлаждает и сматывает
трущиеся поверхности защитной гильзы вала и набивки. Незна-
чительная часть воды (при хорошо работающих сальниках около 0,01 %)
просачивается в насос, и небольшое количество (около 30—60 капель в минуту)
выходит наружу. Однако контакт воды с перекачиваемой кислотой нс допу-
скается при высокой концентрации серной кислоты. Если кислота поступает
в насос из емкости под давлением, следует отрегулировать задвижку на вса-
сывающем трубопроводе у насоса так, чтобы создать небольшое разрежение
и предотвратить поступление кислоты в сальники насоса. Сальник в этом
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ НАСОСОВ ПЕРЕКАЧИВАЮЩИХ СЕРНУЮ КИСЛОТУ И ЩЕЛОЧИ 217
случае смазывают специальной консистентной смазкой посредством штауфер-
ной масленки. Консистентная смазка служит также гидравлическим затвором,
пе допуская попадания воздуха во всасывание.
Во время остановки насоса необходимо плотно закрыть задвижку на
вса(ывающей линии, чтобы кислота нс проникла под давлением в сальники
насоса, так как после этого консистентная смазка не сможет воспрепятствовать
прохождению через сальник кислоты.
Па рис. 132 приведена схема пуска кислотоупорного насоса, в котором
сальнпк работает под вакуумом. Согласно этой схеме прп веско насоса следует
включить электродвигатель при закрытых задвижках па всасывании 3 и на
нагнетании 5. Затем постепенно открывают задвижки 3 и 5, пока пе появится
небольшая утечка через на-
бивку сальника наружу.
После этого задвижку 3
на всасывании прикрывают,
пока течь через сальник нс
прекратится вследствие искус-
ственно созданного задвиж-
кой 3 небольшого вакуума.
При остановке вначале
Рис. 132. Схема установки насоса для перекачки
серной кислоты.
1 — емкость с кислотой; 2 — цистерна; з - задш н®а на
всасывании; 4 — задвижка обводного канала; 6 — задвижка
на нагнетании; 6 — пуск; 7 — выключение.
выключают электродвига-
тель, после этого на всасы-
вании закрывают задвижку 3.
Далее электродвигатель
включают снова не больше
чем на одну мину гу и при-
крывают задвижку на нагнетании, а электродвигатель окончательно выклю-
чают. При таком методе пуска и остановки насоса, перекачивающего кис-
лоты, насос предохраняется от коррозии.
Кроме того, прп отсутствии водяного уплотнения рекомендуется в фонарь
сальника насоса время от времени подавать консистентную смазку посред
ством штауферной масленки.
В последнее время сальники кислотоупорных насосов заменяют торце-
выми у плотнениями. Лучшие результаты при перекачке кислот дают уплот-
нения двойного типа с подкачкой масла в сальниковую камеру насоса под
давлением, большим, чем давление перед сальником, на 0,5 ати. В торцевых
у плотнениях при перекачке кислоты применяется пара графит марки ПК О
и наплавленный сормайт (см. гл. XXXVI).
Материалы для насосов, перекачпв; ющмх сернуто кислоту и щелочи
Для насосов, перекачивающих серную кислоту концентрации более 77%,
применяют следующие материалы: а) чугун марки МСЧ-32-52; б) легирован-
ную сталь: 15—20% Сг, 22—60% Ni, 0,07% С (макс.), 1—4%Мо, 16—62% Fe;
в) высококрсмпистый чугун марки ферросилид.
Для насосов для серной кислоты концентрации от 10 до 77% применяют:
а) ту же легированную сталь; б) высококремнистый чугун марки ферросилид;
в) свинец.
Для насосов, перекачивающих серную кислоту концентрации менее
10%: а) ту же легированную сталь; б) алюминиевую бронзу; в) высоко-
кремнистый чугун марки ферросилид; г) кремнистую бронзу; д) свинец.
Для насосов, перекачивающих щелочи, применяют чугун марки
МСЧ-32-52. В чугунных насосах втулки и защитные гильзы вала изготовляют
из закаленной легированной стали состава 11,5—14% Сг; 0,80% Ni (макс.);
0,15% С (макс.); 0,50% Мр (макс.); 85—88% Fe.
218
КИСЛОТОУПОРНЫЕ НАСОСЫ
Хорошие антикоррозионные качества при перекачке серией! кислоты
всех концентраций дает сплав такого химического состава: 24 “о Ni; 20% Сг;
3% Мо; 3,5% Si; 0,07% С (макс.); 48% Fe; разных элементов 2%. Физические
свойства его приведены в табл. 15.
Таблица 15
Физические свойства сплава
Показатели Литье Прокат
Временное сопротивление разрыву, кГ[см2 . , . 5 000 6 800
Предел текучести, кГ/см? ........... 2 400 3 350
Предел упругоаги, kI^cm2 ....... 19 000 2 800
Удлинение 2" образца, % 40 45
Уменьшение в поперечном сечении, % 40 57
Твердость по Ьриннелю 150 190
Средний коэффициент термического удлинения (0-100°) 14,2 10-6 4-16,1 • 10-6
Удельный вес . 7,85 7,85
Усадка (для моделей), % 2,1- -2,6
Свариваемость Удовлетворительная (применяя
Обработка механическая прутки этого же сплава) Обрабатывается, как нержавеющие
Тип сплава стали Аустенитный (не магнитный)
Устойчивость против коррозии
Серная кислота....................... Устойчив для любых концентраций при по
мальвой температуре и для < 50% при 1 = 80°
Для более высоких температур устойчив с
растворами серной кислоты с азотной
Азотная кислота...................... Годен для любых концентраций и температур
Уксусная кислота...................................... То же
Соляная кислота ............... »
Сернистая кислота ............... »
Этот сплав рекомендуется применять в тех случаях, когда не допускается
загрязнение перекачиваемой жидкости.
Отечественные заводы и шотовляют одноступенчатые кислотоупорные
насосы КПЗ, ХНЗ, ЯНЗ, п ЭИНЗ, центробежные, одноступенчатые, кон-
сольного типа с рабочим колесом одностороннего входа. Опп предназначаются
для подачи чистых кислот и щелочей, не содержащих взвешенных частиц,
при напоре от 9 до 30 м столба жидкости и производительности до 234 м3/час.
Конструкция насосов КНЗ, ХНЗ, ЯНЗ и ЭИНЗ совершенно одинакова,
они отличаются только сплавом, из которого отлиты детали, находящиеся
в контакте с, жидкостью.
Детали насосов КНЗ изготовлены из железокремпистого сплава С-15,
содержащего 14,5 — 16% кремния, насосов ХНЗ — из железохромистого
става Х-28 с содержанием хрома 26—30%, насосов ЯНЗ — из кислостоикого
сплава 1Х18Н9Т и ЭИНЗ — из жароупорной стали Х18|£12МЗТ (ЭИ432)
(см. ]И-. 131).
В табл, с дана спецификация материалов для различных деталей кислото-
упорных насосов.
Циркуляционные насосы для серной кислоты
Циркуляционные насосы для перекачки смеси нефтепродуктов с серпов
кислотой работают при напорах Н = 80—100 м и прп сравнительно неболь-
ших расходах Q < 100 м3]час. На рис. 133 показан циркуляционный пасос
ЛН-5 у 4ь.
ВЕРТИКАЛЬНЫЕ БЕССАЛЬНИКОВЫЕ НАСОСЫ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ
219
Вследствие наличия двух сальников в насосе предусмотрена разгрузоч-
ная труба, которая снижает давление второй ступени у напорного сальника
до давления всасывания. Давление на всасывании можно уменьшить, как
указывалось выше, задвижкой па всасывании. Сальники уплотняются чиотым
маслом или водой для охлаждения вала и набивки и для предотвращения за-
сасывания воздуха. Для этого уплотнительная жидкость пот ту лает под да-
влением на 0,5—1,0 ат выше давления во всасывании у сальников.
Рис. 133. Циркуляционный насос для перекачки серной кислоты 5Н-5х4к.
В данном случае следует принять инжекционную схему подводки хплот-
пительной жидкости, в которой часть жидкости выходит пару жуй частьносту
пает в насос. Всего потребуется уплотнительной жидкости от 1,5 до 2 л/час:
незначительная се утечка в насос нс влияет па качество продукта при условии
правильно набитых сальников. В остальном конструкция пасоса не отличается
от стандартной конструкции для холодных нефтепродуктов. Для перекачки
насос ом чистой кислоты высокой концентрации устанавливают штауферные
масленки, наполняемые консистентной смазкой.
В настоящее время для этих насосов
разработаны одинарные торцевые уплотне-
ния, которые заменяют сальники с мяг-
кой пабивкои. В этом случае не требуется
применять разгрузки давления второй
ступени, а также отпадает необходимость
подводки уплотнительной жидкости и во-
дяного охлаждения сальников.
Вертикальные бессяльппковые насосы
низкого давления
На рис. 134 показан вертикальный
насос низкого давления без сальника,
•предназначенный для перекачки кислот.
Насос устанавливают около или
внутри резервуара, из которого жидкость
поступает в насос. Вал пасоса берут такой
длины, чтобы вертикальный электродвига-
тель, служащий приводом насоса, всегда
Рис. 134. Кислотоупорный бессаль-
никовый насос.
находился выше уровня жидкости в прием-
ном бакс.
220
КИСЛОТОУПОРНЫЕ НАСОСЫ
В колонйе насоса, на которую монтируются насос и эл£ктродвигам#ц>,
предусмотрен слив, через который утечка отводится обратно в емкость. Внут-
ренние подшипники скольжения смазываются перекачиваемой жидкостью,
возможность попадания жидкости в верхние подшипники и в электродвигатель-
полностью исключена.
Керамические насосы
На рис. 13а показана конструкция керамического насоса консольного
типа, предназначенного для перекачки кислот. В этой конструкции корпус
насоса, всасывающий патрубок и рабочее колесо выполнены из керамики
Стык между корпусом и всасывающим патрубком шлифуют, а вместе соеди-
нения устанавливают асбестовую
прокладку.
Вследствие того что все детали
насоса, находящиеся в контакте с
жидкостью, выполнены из керамики,
Рис. 135. Керамический насос.
насос защищен наружным кожухом из-
литого чугуна. Керамические насосы
применяют для любых химических
активных жидкостей при температу-
рах до 100°, за исключением плави
ковой кислоты.
Одноступенчатые консольные
насосы из обожженной и глазурован-
ной керамики изготовляются заво-
дом Главхпмстроя в Кинешме.
Насосы из стекла пайрекс
Насосы из стекла пайрекс пред-
назначены для перекачки кислот и
пищевых продуктов. Стекло не кор-
родируется всеми кислотами любой
концентрации, за исключением плавиковой и ледяной фосфорпой кислот.
Эти насосы пе следует применять для перекачки щелочных растворов.
Недостатком стеклянных насосов является то, что стекло хрупко п легко
бьется при механических ударах. Поэтому стеклянные части насоса не должны
находиться под напряженней. Напряжение в стеклянных деталях умень-
шают применением мягкой набивки и спиральных пружин на болтах.
Рабочее колесо формуется на вал из нержавеющей стали. Удлиненная
втулка колеса проходит через сальник. Стеклянная улитка насоса имеет одну
прокладку вдоль разъема п две прокладки между чугунными кронштейнами
и улиткой. С тыльной стороны рабочего колеса имеются лопатки, разгружаю-
щие давление у- сальника насоса. Уплотнение состоит из кольца и прокладки,
которые прижимаются вту лкой сальника посредством двух спиральных пру
жип. Максимальное давление, па которое рассчитываются стеклянные насосы,
равно 3 ат при максимальной рабочей температуре 90°. При повышении
давления улитка насоса благодаря пружинам расходится, образуя зазор для
удаления некоторой части жидкости с соответствующим снижением давления.
Физические свойства стекла пайрекс
Коэффициент линейного расширения (для 20—350°) . 0,0000018
Модуль упругости, кГ1смг........................ 6900
Удельный все, кГ'-м3 ........................... 2230
Теплоемкость, ккал/кг ...........................0,20
ХАРАКТЕРИСТИКА НАСОСОВ ДЛЯ СЕРНОП КИСЛОТЫ
221
Чугунные гуммированные насосы и насосы из твердой резины имеют
большое применение; они изготовляются самых разнообразны? конструкций.
Физические свойства резины
Удельный вес, кГ/м3...........................1150—1200
Временное сопротивление растяжению, kI'Icm2 . . 460—635
Удлинение, %.................................. 8—3
Временное сопротивление сжатию, kI'Icm2......... 770—845
Коэффициент линейного удлинения ................ 0,000035
Характеристика насосов
для серной кислоты
При выборе насоса для
перекачки серной кислоты и
щелочей необходимо учиты-
вать, что холодная серная
кислота и щелочные растворы
имеют значительную вязкость
{у = 0,4 см2/сек),
Чтобы уменьшить потери,
вязкость щелочных раство-
ров во многих случаях
можно снизить при помощи
нагрева паровыми змееви-
ками, однако нагрев серной
кислоты для снижения вяз-
кости недопустим вследствие
увеличения коррозии при
повышенных температурах.
Поэтому всегда необходимо
Рис. 136. Характеристика насоса на воде и на
серной кислоте концентрацией 98%.
1 — Q — я (вода); 2 — Q — Н (H2SO4); 3 — N, л. с.
(вода); 4 — IV, л. с. (H2SO4).
насоса с воды на серную кислоту с учетом
производительности и напора, с одной
харакгери-
пересчитывать характеристики
влияния вязкости на уменьшение
стороны, и увеличение мощности, с др\ гой. Парис. 136 указана
Рис. 137. По-
тери на трение
в стальных
двух- и трех-
дюймовых тру-
бах для воды и
серной кис-
лоты.
Т — 58%-ная
H2SO4 при I =
= 12°; 2 —вода;
3 — 98%-ная
H2SO4 при t =
= 12е; 4 — вода.
1 II р а т. Химическое и металлургическое инженерное дело, март 1943.
222
НАСОСЫ ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ НЕФТЯНЫХ ГАЗОВ
Влияние вязкости следует также учитывать при подсчете потерь в трубо-
проводах для определения требуемого напора пасоса.
На рис. 137 показаны потери на трение в трубах для двух- и трехдюпмо-
вых труб для воды и 98%-ной серной кислоты.
ГЛАВА XXV
НАСОСЫ ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ НЕФТЯНЫХ ГАЗОВ
Конструкция насосов и эксплуатация
Насосы для сжиженных нефтяных газов по конструкции мало отличаются
от насосов, предназначенных для холодных нефтепродуктов. В отличие от
последних корпус этих насосов отливается из углеродистой стали согласно
требованиям техники безопасности.
Рис. 138. Схема подключения вспомогательных трубопроводов для многоступенчатого
насоса с сальниками с мягкой набивкой.
Гак как сжиженные нефтяные газы поступают под давлением до 35 ати
при дифференциальном напоре до 30 ати, то особое внимание должно быть.
обращено па конструкцию сальников.
Сальники должны быть герметичны, ибо пропуск сжиженных газов прп
пониженном давлении сопровождается газообразованием и обмерзанием саль-
ников Однако для бесперебойной работы сальников необходимо, чтобы жид-
кость просачивалась между валом и набивкой. Для уменьшения давления
на сальник разгрузка сальника на напорной стороне пасоса возможна только
до величины давления на приеме, в противном случае начнется газообразова-
ние, а также большая потеря продукта.
Поэтому необходимо подавать в фонарь сальника уплотнительную жид-
кость (тяжелый бензин или масло) под давлением 0,5 ат — ниже давления
перед сальником по циркуляционной схеме (рис. 138, 139). Кроме того, чтобы
предотвратить обмерзание сальнпка, в ею рубашки по мере необходимости,
подается горячая вода.
КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ И ЭКСПЛУАТАЦИЯ
22?
Применение консольных насосов при давлениях на приеме р > 15 ати
недопустимо вследствие возникновения больших осевых усилий
(см. гл. XXVII «Циркуляционные насосы для горячей воды»), которые не
могут быть восприняты шариковыми подшипниками.
Из-за высоких давлений и небольшой вязкости продукта при конструиро-
вании насосов для перекачки сжиженных нефтяных газов фланцы горизон-
тального разъема корпуса необходимо крепить так, чтобы шпильки крепления
располагались по контуру проточных каналов. Это необходимо для избежания
перетока жидкости между проточными каналами. Из сказанного следует,
что на корпусе насоса необходимы приливы в виде высоких бобышек, через
которые проходят шпильки фланцевого крепления. Отлитые на корпусе
Рис. 139. Насос для сжиженных нефтяных газов большой производительности с сальни-
ками с мягкой набивкой.
бобышки дают возможность приблизить шпильки крепления к проточным
каналам.
При работе насоса проверяют герметичность сальников. При осмотре
насоса во время разборки проверяют состояние уплотнительных колец, про-
межуточных втулок, поверхностей защитных гильз и отсутствие признаков
перетока жидкости между ступенями в месте стыка фланцев вдоль разъема
горизонтальной оси насоса.
Прп большом износе уплотнительных колец (зазор больше 0,6 мм) кольца
следует заменить новыми. Быстрый износ сальниковой пабивкп может быть
результатом биения ротора пли осевого перемещения ротора вследствие чрез-
мерного люфта, который не должен превышать 0,1 мм.
Еслп прокладка, находящаяся в плоскости горизонтального разъема
корпуса пасоса, подлежит замене, новая прокладка должна иметь точно
такую же толщину, как и старая, в противном случае нарушится посадка
деталей, устанавливаемых в обеих половинах корпуса.
При установке новой прокладки в плоскость разъема ее следует вырезать
острым ножом по контуру каналов и отверстий для болтов корпуса. Никогда
не следует выбивать в прокладке отверстия под уплотнительные кольца и
втулки молотком, так как это может повредить острые углы в отливке корпуса.
Острые углы металла являются эффективным уплотнением, устраняющим
переток жидкости в местах посадки колец и втулок пз одной ступени насоса
в другую.
По краям отверстий под посадки прокладку смазывают шеллаком п на-
кладывают на нижнюю половпну корпуса насоса; затем прокладку посыпают
порошком графита, устанавливают верхнюю половину корпуса и обе поле-
224
НАСОСЫ ДЛЯ СЖИЖЕННЫХ НЕФТЯНЫХ ГАЗОВ
вины корпуса равномерно затягивают болтами. Иногда отверстие в прокладке
вокруг болтов увеличивают для повышения удельного давления на прокладку
при затяжке болтов. Резьбу болтов и гаек покрывают смазкой, состоящей
из 2/3 серебристого графита и */ 3 свинцовых белил, растворенных в масле.
Для перекачки сжиженных газов лучшими насосами являются насосы
с торцевыми уплотнениями, они вытеснили насосы с сальниками с мягкой
или металлической набивкой. Следует отметить, что в промышленности часто
используются насосы, предназначенные для перекачки горячих нефтепро-
Ijktob, так как эти насосы изготовляют стальными и они имеют вертикальный
разъем корпуса, что обеспечивает при высоких давлениях полную гермети-
зацию в месте стыка. В двухкорпусной конструкции внутренний корпус на-
соса для перекачки сжиженных газов изготовляют из модифицированного
чугуна.
Таким образом, для сжиженных нефтяных газов применяют насосы типа НГ
(см. рис. 110, 113, 119, 126, 127, 129 и 130), только вместо сальника с мяг-
кой набивкой применяют одинарные пли двойные торцевые уплотнения
(см. рис. 205 и 206).
В данном случае торцевые уплотнения имеют дополнительно небольшой
сальничек с двумя кольцами набивки и с грунд-буксой с малыми радиальными
зазорами для предотвращения прорыва газа наружу. Кроме того, чистая
вода подводится к неподвижной крышке сальниковой камеры для полной
герметизации от паров газа и для охлаждения поверхностей трущихся деталей
уплотнения.
Для перекачки сжиженных нефтяных газов (пропана, смеси пропана с бу-
таном и бутана) из резервуара хранилища газонаполнительных станций
в баллоны автомашин, а также в автоцистерны применяют самовсасывающие
вихревые насосы с торцевыми уплотнениями. В этом случае сжиженные газы
находятся в состоянии равновесия с парами жидкости, причем статический
•подъем может достига гь 4,5—6 м.
Для небольших подач и высоких напоров (Q = 5 — 50 м3/час и Н =
== 60—1000 м) применяют вертикальные двухкорпусные многоступенчатые
насосы. На рис. 140 показан насос 4НВ-6 X 10с десятпступенчатый, предна-
значенный для перекачки сжиженных газов.
В наружном корпусе 13 насоса находится литой внутренний корпус 15.
К наружному корпусу 13 на шпильках присоединена крышка 12 корпуса
•со всасывающим и нагнетательным патрубками. Герметичность стыка наруж-
ного корпуса с крышкой обеспечивается сжатием кольцевой алюминиевой
прокладки 7.
Проточная часть насоса расположена во внутреннем корпусе, имеющем
разъем вдоль оси насоса. Обе половины корпуса насоса соединяются прп по-
мощи шпилек и гаек небольшого размера, так как при работе насоса обе поло-
вины корпуса находятся под наружным давлением полного напора, создавае-
мого насосом. Внутренний корпу с крепится к крышке шпильками 6, а его поло-
жение фиксируется штифтом 5. Переток жидкости из межкорпусного про-
странства, находящегося под давлением десятой ступени, во всасывающмо
камеру, находящуюся под давлением, равным давлению на приеме насоса,
предотвращается уплотняющей алюминиевой прокладкой 8.
Входной и напорный патрубки, снабженные вентилями 11 для выпуска
газов, расположены в верхней части корпуса, что способе гвует свободному
выходу газов из насоса в случае их образования.
Осевые усилия, действующие на ротор 14 насоса, частично уравно-
вешены. Нагнетательные спирали повернуты попарно на 180° друг к другу
для уравновешивания радиальных усилий, возникающих при работе насоса.
В некоторых конструкциях для уравновешивания радиальных усилий при-
меняют двойные улитки. В насосе применено одинарное торцевое уплотнение.
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
225
В корпусе установлены разъемные сменные кольца 3, которые закреплены
для устранения проворачивания штифтами 4.
Вал ротора вращается в двух подшипниках: подшипнике скольжения 16
и шариковом 9. В средней части вала имеется центрирующая втулка 2. Tnj хой
подшипник скольжения 16 смазы-
вается перекачиваемой жидкостью.
Для обеспечения циркуляции жид-
кости через него, жидкость по трубке
1 подводится из корпуса подшипника
скольжения во всасывающий канал
второй ступени.
Осевые усилия, действующие на
ротор, а также его собственный вес
воспринимаются радиально-упорными
шарикоподшипниками, которые имеют
циркуляционную систему смазки,
осуществляемую при помощи нагне-
тательной втулки 10. В корпусе под-
шипника предусмотрена рубашка для
охлаждения.
Электродвигатель взрывобезопас-
ного типа мощностью 50 кет с
2950 об/мин устанавливают на при-
водной головке насоса при помощи
фланцевого соединения, обеспечиваю-
щего точную центровку валов. Валы
насоса и электродвигателя соеди-
няют посредством упругой муфты.
Весь агрегат при помощи опорного
фланца помещают на фундаментную
плиту, причем нижняя часть насоса
находится в шахте, что придает ком-
пактность всей установке.
ГЛАВА XXVI
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
Рис. 140. Насос для сжиженных газов
вертикг, ьный, двухкорпусный 10-ступен-
чатый 4НВ-6Х 10с с торцевым уп: мнением.
На каждом нефтеперерабатываю-
щем заводе имеется тройная система
водоснабжения: 1) чистая вода для
паровых котлов; 2) морская или реч-
ная вода для конденсаторов и холо-
дильников; 3) вода для пожарных
установок.
Для снабжения водой завода насосные станции устанавливают на берегу
реки или моря. Для этой цели применяют стандартные водяные насосы двой-
ного всасывания сравнительно большой производительности.
Если вода добывается из буровых скважин, применяют вертикальные
артезианские насосы (см. гл. XXVIII).
Для пожарных целей устанавливают насосы-бустеры для поднятия
давления воды до 10 ат. В этом случае применяют стандартные одно- пли
двухступенчатые водяные насосы.
15 Заказ 234.
226
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
221
Рис. 141. а, б—всасывающая спираль насоса типа НДв; в—спиральный отвод насоса
типа НДв.
15*
а
228
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
в
Рис. 142. а, б—всасывающая спираль насоса типа НДн; б—спиральный отвод насоса
типа НДн.
НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
22&
Пожарные насосы устанавливают таким образом, чтобы они всегда нахо-
дились под заливом и могли быть пущены в работу без замедления.
При перекачке морской воды, особенно в условиях высокого вакуума,
колесо насоса, уплотнительные кольца и вал следует изготовлять из нержа-
tooosoioo_________________одр jap Mt) sob gBa jod сйаяоотю_________________mo mo
веющей стали с содержанием 18%Cr и 8%Ni; корпус насоса отливают из
чугуна.
На рис. 143 дан сводный график подач и напоров центробежных насосов
для чистой воды, выпускаемых заводами Министерства машиностроения
СССР. В основном эти насосы были запроектированы на Насосном московском
заводе имени М. И. Калинина. Проточные части насосов для воды типа НДв
Ц К Рис. 144- Сводный график подач и напоров центробежных, вихревых и осевых насосов для чистой воды, выпускаемых
g 5 заводами Министерства машиностроения СССР.
230 НАСОСЫ ДЛЯ ВОДОСНАБЖЕНИЯ
НАСОСЫ ДЛЯ ПИТАНИЯ котлов
231
ГЛАВА XXVII
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕН ВОДЫ
Насосы для пи гания котлов
При "сравнительно низком давлении пара и при температуре воды для
ллтания котлов t 100° конструкция, изготовление и эксплуатация питатель-
ного насоса не вызывают затруднений. С возрастанием же давления и темпе-
ратуры питательной воды в современных установках необходимо предусмот-
реть в конструкции насоса для питания котлов все особенности работы насоса
в этих условиях.
На рис. 145 показаны рекомендуемые
области применения поршневых и центро-
бежных насосов для питания котлов.
Применение центробежных насосов для
производительности Q < 70 м3/час ограни-
чивается вследствие сложности отливок и
увеличения стоимости насоса. Однако
следует отметить тенденцию в промыш-
ленности применять центробежные насосы
для расходов Q < 70 м3/час вследствие
простоты и компактности установки,
несмотря на то что к. п. д. поршневых
насосов пмеет более высокое значение для
малых расходов, чем к. п. д. центробеж-
ного насоса.
Для питания котлов средней и боль-
шой производительности применяют исклю-
чительно центробежные насосы.
Н конструкциях высоконапорных
питательных насосов необходимо пре-
дусмотреть следующее:
Рис. 145. Рекомендуемые области
применения поршневых и пентро-
бежных насосов для питания котлов.
1. ) уменьшение утечек между ступенями насоса;
2) уменьшение утечек через сальники;
3) обеспечение плотности фланцевых соединений;
4) предохранение от перекосов, возникающих вследствие неравномерных
темпе ратурных расширении;
5) предотвращение явлений кавитации во всасывании или в какой-либо
другой точке в насосе;
6) выбор соответствующих материалов;
7) защиту насоса от износа и повреждений, когда он работает при пар-
циальных нагрузках.
Материал, идущии на изготовление насосов для питания котлов, должен
отвечать определенным требованиям в отношенпи прочности металла, устой-
чивости против коррозии и электрохимического воздействия, а также величины
температурного расширения металла.
Выбор материала из условий прочности зависит от рабочей температуры,
давления и размеров насоса.
Для температуры tc200° и давления Русл -С 40 ати следует применять
модифицированный чугун; для более высоких температур и давлении реко-
мендуется применять сталь.
При выборе материалов, устойчивых против коррозии, необходимо иметь
данные в отношении интенсивности коррозии, которая определяется по вели-
232
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
чине pH. pH характеризует концентрацию водородных ионов в питательной
воде. На рис. 146 показаны области применения различных материалов для
воды в зависимости от величины pH.
При значении pH = 7,0 реакция жидкости нейтральная, при значениях
pH <7,0 реакция жидкости кислая, а для pH >7,0 — щелочная.
Вредно действует на чугун также присутствие в воде углекислого газа,
который вызывает графитизацию.
При температуре воды выше 100° для рабочих колес, промежуточных
втулок, гильз вала и т. д. не следует применять материалы, имеющие разные
коэффициенты температурного расширения, например, такую комбинацию,
как бронзовые рабочие колеса со стальным валом или чугунные колеса с валом
Рис. 146. Материалы для питательных насосов в зависимо< тп от pH и температуры.
Пример. В лабораторииОполучено значение pH =8,8 при t = 2'0°. Материалы для насоса вы-
бирать для работы при t = 200 . Следуя по пунктирной линии АБ, находим, что перекачиваемая среда
будет нейтральной при t = 200°, это Значит, что можно применять стандартные материалы.
Примечание. При пользовании графиком следует вычесть 0,5 из величины pH, полученной в лабо-
ратории.
При повышении температуры в насосе между ступицей бронзового рабо-
чего колеса и стальным валом вследс гвие разных коэффициентов расширения
материалов в месте посадки образуется зазор. Кроме того, если рабочие колеса
сжаты посредством гаек и промежуточных втулок, то при нагреве возникают
напряжения, деформирующие ротор, насос начинает вибрировать. Проток
воды через зазор в месте посадки ускоряет коррозию и ослабляет вал.
Для обеспечения бесперебойной работы во время эксплуатации насос
для питания котлов всегда должен быть залит водой. Для этого необходимо
следующее.
1. На всасывании иметь величину подпора, обеспечивающую поступле-
ние воды во всасывание при всех условиях работы насоса. Величина подпора
должна быть рассчитана с запасом для компенсации изменения упругости
паров воды при изменении температуры воды. При температуре воды 100°
увеличение на 1° требует повышения подпора на 0,45 м, в то время как при
температуре воды 150° увеличение па 1° требует повышения подпора па 3 м.
Поэтому для насосов с более высокой температурой величина подпора берется
с большим запасом.
2. Обеспечить выход паров из всасывающей камеры насоса в подогре
ватель или приемный бак. Для этого на верхней части всасывающей камеры
НАСОСЫ ДЛЯ ПИТАНИЯ KOTJ1OB
23J,
устанавливают воздушную 3/4"—2” трубу (рис. 147) в зависимости от раз-
мера насоса.
Воздушную трубу следует подключить к подогревателю с постепенным
склоном вверх без воздушных мешков, ее присоединяют к подогревателю
в точке, находящейся выше наивысшего уровня воды в подогревателе.
Необходимо также обезопасить насос против образования накипи и
коррозии. Образование накипи уменьшает зазоры в насосе и может вызвать
заедание вращающегося ротора насоса.
Коррозия разрушает металл, увеличивает
зазоры в уплотнительных кольцах с соответ-
ствующим снижением производительности и
к. п. д. насоса.
При всех условиях поступления воды в
насос и выхода ее из насоса необходимо пред-
отвратить возможность повышения темпера-
туры воды и парообразования.
Если условия работы насоса таковы, что
производительность насоса уменьшается до
Q = 0, необходимо предусмотреть некоторую
циркуляцию воды в насосе. Для этого устанав-
ливают обводную линию (байпас) (см. рис. 147),
через которую циркулирует вода.
Необходимое количество воды для циркуля-
ции, а следовательно, и размер трубы, служа-
щей для предотвращения повышения темпера-
туры воды, зависят от потребляемой насосом
мощности и производительности и определяются
по формуле (158).
Для защиты насоса от повреждения вслед-
ствие изменения условий работы устанавливают:
1) регулятор подпора, который выключает
насос, если величина подпора снижается ниже
заданной величины;
2) реле температуры воды, выключающее
насос, когда температура воды превосходит за-
данную величин};
3) реле температуры подшипников, выклю-
чающее насос, когда температура подшипников
поднимается выше нормальной.
Бесперебойная работа насосов завпсит также
Рис. 147. Схема подключения:
вспомогательных трубопрово-
дов.
1 — приемный бак или подогрева-
тель; 2 — воздушный трубопровод
(должен иметь постоянный подъем
к приемному баку); а — разгрузка
сальника; 4 — вентиль; 5 —• воз-
душная линия для удаления воз-
духа из насоса; в — обводная ли-
ния, обеспечивающая циркуляцию
воды при закрытии задвижки на-
нагнетании, а также в случае ма-
лых подач; 7 — диафрагма; 8 —
нагнетательный патрубок; 9 — вса-
сывающий патрубок.
от надежности сальников.
Для снижения давления на сальники применяется разгрузочное устрой-
ство (см. рис. 147), снижающее давление на набивку сальника. Вода, уходящая
через разгрузочное устройство, направляется в питательную систему, находя-
щуюся под меньшим давлением.
При подсоединении разгрузочного трубопровода к подогревателю необ-
ходимо подключить рагрузочный трубопровод к точке, находящейся ниже
наинизшего уровня воды в подогревателе. При таком соединении исключается
возможность парообразования вследствие снижения давления во всасывании.
Максимально допустимым давлением на сальники следует считать 10 ат,
хотя имеются установки, работающие при давлении на сальник до 20 ат при
t - 200°.
Бесперебойная работа сальников обеспечивается подкачкой холодногс
конденсата с давлением, превосходящим давление у сальника на 1,5 ат.
Прохождение холодной воды между набивкой и гильзой вала в насос и наружу
значительно увеличивает сохранность набивки и шлифованных поверхностей
234
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕН ВОДЫ
гпльз вала. Холодный конденсат подводится к сальнику по инжекционной
системе.
Кроме того, вокруг сальников имеются рубашки, к которым для охла-
ждения подводится чистая холодная вода. Благодаря этому охлаждается
набивка и предотвращается передача тепла набивкой подлинникам и лапам
насоса.
Перед пуском насос следует равномерно нагреть, причем температура
корпуса насоса должна быть не ниже 40° против рабочей температуры воды.
При пуске пасоса необходимо наблюдать за манометрами, чтобы давление
на нагнетании соответствовало заданному значению и подпор на всасывании
превосходил минимально допустимый подпор, при котором обеспечивается
устойчивая работа насоса.
При работе насоса следует избегать перегрева сальников, а также обес-
ттеч’гть необходимую утечку воды из сальника (30—60 капель в минуту);
проверять смазку подшипников, чистоту масла, отсутствие воды в масляном
резервуаре. Время от времени необходимо проверять центровку пасосного
агрегата, плотность фланцевых соединений, работу защитных реле и аппа-
ратуры, а также калибровать манометры.
Прп осмотре насоса во время разборки следует проверять состояние
лопаток рабочих колес, уплотнительных колец, каналов корпуса насоса и
отсутствие признаков перетока воды между ступенями. При большом износе
уплотнительных колец (зазор больше 0,6 мм) пх заменяют новыми.
Следует также проверять состояние поверхностей промежуточных втулок
и гильз. Зазор в промежуточных втулках должен быть на 0,1 — 0,05 мм
меньше, чем в уплотнительных кольцах.
Ротор насоса проверяется на биение, которое должно быть нс более
0,015 мм для вала, 0,050 мм для уплотнительных колец и 0,030 мм для защит-
ных гильз.
В баббитовых подшипниках скольжения подкладки для регулировки
не предусмотрены и в случае износа они заменяются новыми.
В сегментных упорных подшипниках зазор между колодками должен
быть в пределах 0,1—0,2 мм.
Быстрый пзнос набивки сальника прп применении упорных подшипников
сегментного типа происходит вследствие износа последних. В этом случае
увеличивается осевой зазор, и ротор во время работы насоса периодически
перемещается в осевом направлении, нарушая правильную работу саль-
ника.
Если верхнюю половину корпуса насоса снимают на продолжительное
время, необходимо смачивать асбестовую прокладку, находящуюся в плоскости
разъема, чтобы предотвратить высыхание и образование в ней трещин.
Если прокладка заменяется, то новая должна иметь точно такую же тол-
щину , как и старая, чтобы не нарушить посадок деталей, которые устанавли-
ваются в обеих половинах корпу са.
Регулиро ;ка
Чтобы обеспечить изменение нагрузки котла, необходимо предусмотреть
в работе насоса возможность регулировки производительности изменением
числа оборотов насоса на 20% или регулировку производительности посред-
ством дросселирования задвижки.
Возможность регулировки насоса изменением числа оборотов увеличивает
долговечность задвижек и регулировочных приборов, которые быстро изнаши-
ваются при регулировке дросселированием задвижки. Регулировка насоса
изменением числа оборотов, как было показано в гл. XV, является наиболее
-экономичным способом. Поэтому идеальным приводом насосов для питания
ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
235
гкотлов является привод с переменным числом оборотов, например, паровая
турбина.
При выборе удельной быстроходности насоса для питания котлов необхо-
димо: 1) обеспечить работу насоса с высоким к. п. д.; 2) обеспечить постоянно
издающую кривую Q —Н. Поэтому насосы для питания котлов выбирают
с удельной быстроходностью ns— 80-4-120, так как для этих значении z?g
достигается высокий к. п. д. и кривая Q—Н имеет постоянно падающую форму.
Для ns—80-4-120 напор при Q = 0 на 10—15% выше напора при (?норм.
При регулировке производительности регулятором питания желательно
иметь пологую кривую Q—Н, чтобы уменьшить потери па дросселирование.
Но пологая кривая может быть причиной неустойчивого регулирования
регулятором питания вследствие изменения производительности насоса
в больших пределах при незначительном уменьшении напора.
При параллельной работе нескольких насосов пологая кривая Q—Н
непригодна, так как трудно обеспечить равномерное распределение нагрузки
на каяодый насос.
Высота всасывания
На рис. 148—150 даны кривые для определения минимальных значений
подпора для насосов, перекачивающих горячую воду, на основании данных
различных пасосостроительных заводов.
Рис. 148. Зависимость необходимого подпора от Q и га для питательных насосов с рабо-
чими колесами одностороннего всасывания для воды при t = 100°.
I — п — 2950, напор больше 65 am, ng = 50-5- 60; 2 — п ~ 2950, напор 35—65 am, ng = 60 -5- 80;
3 — п = 2950, напор меньше 35 am, ng -- 804-120; 4 — п = 1450, напор 35—65 am, ng = 60 4- 80;
5 — п 1450, напор меньше 35 am; ng = 80 -5- 100.
Величина подпора в этих графиках принята с некоторым коэффициентом
надежности. Последний взят с таким расчетом, чтобы компенсировать изме-
нения температуры воды в подогревателе на 2%. Кроме того, температура
воды в насосе может повыситься вследствпе преобразования гидравлических
потерь и потерь на трение дисков в тепловую энергию, которые можно опре-
делить по формуле (158).
Повышение температуры воды в насосе имеет большое значение при малых
нагрузках. Так, например, при нормальной нагрузке насоса Q —
— 300 000 кГ/час повышение температуры воды в нем составит 0,9°; при сип-
236
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕН ВОДЫ
Рис. 149. Зависимость необходимого подпора от Q и п для питательных насосов с рабо-
чими колесами двустороннего всасывания для воды при t = 100'.
j — п = 2950, напор больше 65 am, ng = 50 4- 60; 2 — п = 2950, напор 35—65 am, ng = 60 4- 80-
3 — п - 2950, напор меньше 35 asm, ng = 80 4- 120; i — n = 1450, напор 35—65 am, ng — 60 4- 80;
5 — n = 1450, напор меньше 35 am, nS = 80 4- 120.
жснии нагрузки до (7=20 000 кГ]час повышение температуры воды
достигнет 19°.
Очевидно, что вследствие увеличения температуры воды при неизмен-
ном подпоре на всасывании давление паров жидкости увеличится и в.
Рис. 150. Дополнительный подпор для пи-
тательных насосов для горячей воды
при t > 100°.
насосе может возникнуть явление-
кавитации.
Для предотвращения кавита-
ции необходимо предусмотреть
величину подпора на всасывании
с учетом возможного уменьшения
нагрузки и повышения темпера-
туры воды или предусмотреть,
автоматический регулятор для
перепуска воды из пасоса, чтобы
производительность насоса при
уменьшении нагрузок не могла
быть пиже заданной вели-
чины.
Типы конструкций
Питательные насосы для котлов применяются двух типов:
1) насосы с направляющими аппаратами секционного типа (рис. 151);
2) насосы волютного типа с разъемом корпуса вдоль горизонталь-
ной оси.
Насосы обоих типов работают успешно, так как при работе на чпетей воде
разгрузочное устройство насосов с направляющими аппаратами находится
в благоприятных условиях и не подвергается быстрому износу.
Главным недостатком констрмкцпи с направляющим аппаратом насосов
для питания котлов является трудность выполнения для большой произво-
дительности рабочего колеса первой ступени с двойным всасыванием (см. гл. I).
Тип конструкции насоса выбирают по рис. 2 в зависимости от температуры
и давления.
Для высоких давлений насосы для питания котлов изготовляются двух-
корпусного типа с вертикальным разъемом, аналогично насосам для пере-
качки горячих нефтепродуктов, только в этом случае внутренний корпус
насоса может быть отлит из модифицированного чугуна (см. рис. ИЗ). Мате-
ОДНОСТУПЕНЧАТЫЙ ТУРБОНАСОС
237
риалы всех остальных деталей остаются такими же, как и для горячих нефте-
продуктов.
Однокорпусные питательные насосы волютного типа для давления
Ру < 40 кГ[см2 изготовляются с разъемом корпуса вдоль горизонтальной
оси с переводными каналами; для повышения к. и. д. они выполняются в виде
отдельных труб, присоединенных фланцами. У небольших насосов улитки
нагнетательных камер для уменьшения радиальных сил при работе па пар-
циальных нагрузках расположены на 180° друг от друга, а если первая ступень
насоса имеет колесо двойного всасывания, улитка первой ступени выполняется
двойной (см. гл. VII). Для насосов производительностью более 150 nt3/час ре-
комеждуется улитки нагнетательных камер изготовлять двойными.
Рис. 151. Питательный насос секционного типа.
Ступени насоса располагаются так, чтобы сальник на напорной стороне
подвергался давлению первой или второй ступени насоса. Кроме того, у саль-
ника на напорной стороне имеется комбинированная грунд-букса, посред-
ством которой давление на сальник снижается до величины давления на вса-
сывании.
Хорошие результаты дают сальники с предварительным водяным
охлаждением.
Охлаждающая вода поступает через рубашку сальника в пространство,
находящееся непосредственно между проточной частью насоса и набивкой
сальника. Охлаждающая вода протекает в спиральном направлении между
ребрами спирали, отводящими тепло, и охлаждает горячую воду перед ее
поступлением в сальник насоса.
Таким образом, через сальник просачивается наружу охлажденная вода
и не требуется прокачивание через сальник холодной уплотнительной жид-
кости. Однако недостатками этой конструкции сальника являются увеличение
пролета между центрами выносных подшипников иасоса и увеличение габа-
ритов насоса.
Одноступенчатый турбонасос
Насосы для пптания котлов обыкновенно изготовляются многоступен-
чатыми, но имеются также конструкции одноступенчатых насосов для напора
Н = 50 ат и расхода Q от 5 до 30 л)сек прп t = 150°. Одноступенчатый
насос непосредственно присоединяется к двухступенчатой импульсной (актив-
238
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
Рис. 152. Одноступенчатый турбонасос.
ного типа) паровой турбине с давлением пара па приеме 40 ат при температуре
до 400°. Турбина делает 7150 об/мин. Благодаря высоким оборотам весь
агрегат, состоящий из насоса и паровой турбины, весьма компактен.
Турбина и насос смонтированы па двух прецизионных шариковых под-
шипниках. Масло для смазки подшипников захватывается смазочным кольцом
из резервуара и подается через фильтр в подшипники, откуда поступает об-
ратно в резервуар. Пружинный регулятор предохраняет турбину и насос от
повышения числа оборотов при снижении нагрузки (рис. 152). Такие турбо-
насосные агрегаты применяются для кораблей и паровозов, где компактность
установки имеет большое значение.
На рис. 153 показан питательный турбонасос ПТ-15-60у, предназначен-
ный для питания паровых котлов на электростанциях малой и средней мощ-
ности. Турбонасос представляет собой агрегат, состоящий из одноступенчатой
паровой турбины активного типа и одноступенчатого центробежного насоса,
имеющих один общий корпус и общий вал.
Для улучшения высоты всасывания перед рабочим колесом насоса уста-
навливается осевое винтовое колесо, имеющее скр = 1800.
Техническая характеристика турбонасоса ПТ-15-60у
Производительность насоса, м3/час .............. 60
Дифференциальный напор, ат ................ 25,6
Допускаемый избыточный подпор на всасывании сверх давления
'* парообразования -4ЛД0П, м ..................... 4
Число оборотов в минуту................... 7000
Давление свежего пара, ат а.................... 15
Температура свежего пара. °C...................... 350
Давление отработанного пара, ата ..............1,2—2,5
Расход пара, кГ1час ..................... 1300 — 1550
Расход пара, *Г1$.с.[чаг ........................... 29
Вес турбонасоса, кг ..................... 950
ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
239
Рис. 153. Питательный турбонасос ПТ-15-60у Калужского турбинного завода.
Цирку тяцпопные насосы для горячей воды
Назначение этих насосов состоит в циркуляции горячей воды при высоком
давлении. Циркуляционные насосы работают при сравнительно небольшом
дифференциальном напоре — от 3 до 15 ат, по с большим давлением на приеме
25—65 ата, в некоторых случаях давление на приеме достигает 150 ата.
В основном, учитывая толщину стенок корпуса насоса, размер фланцев
и шпилек, наиболее трудной задачей является конструкция сальников для
высоких давлений как на приеме, так и на пагнетаппп.
Несмотря на сравнительно низкое дифференциальное давление, допу екаю-
щее применение одноступенчатого насоса консольного типа, последний не
следует применять из следующих соображений.
Вследствие того, что вал не является проходным, осевые усилия в кон-
сольном насосе при высоких значениях давления на приеме направлены в сто-
рону, противоположную всасывающему отверстию, и достигают огромных
значений; так, например, если диаметр вала равен 70 мм, давление на вса-
сывании равно 65 ати, всасывающее отверстие De = 120 мм и дифферен-
циальный напор 3 ати-, осевое усилие Р равно
Р = 65 — 3-^-(122—72) =2500—224=2276 кГ.
В циркуляционных насосах высокого давления сальник выполняется
с двойной разгрузкой для уменьшения утечек. С этой же целью втулки разгру-
зочных устройств должны быть возможно длиннее.
240
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
Набивка сальника и гильза вала охла:кдаются и смазываются холодной
водой, поступающей при давлении на 1,5 — 2 ат выше рабочего давления.
Для подкачки холодной воды в сальники под высоким давлением требуется
специальный насос (поршневой или ротационный) производительностью
0,200—0,500 м'л/час с давлением, превосходящим давление у сальника на
0,5—1,5 ат.
В случае применения консольного насоса необходимо установить упорный
подшипник сегментного типа.
Конденсатные насосы
При откачке конденсата из конденсатора насос должен работать при
высоком вакууме и вода должна находиться в состоянии, близком к кипению.
Кроме того, работа конденсатного насоса усложняется тем, что нагрузка изме-
няется в широких пределах.
Рис, 154. Двухступенчатый конденсатный насос.
Для уменьшения возможности появления кавитации всасывающее отвер-
стие насоса увеличено с таким расчетом, чтобы скорость потока во всасываю-
щей камере насоса была не более 0,6—0,8 м/сек, а скорость потока во всасы-
вающем отверстии рабочего колеса не превосходила 1 м/сек. Кроме того,
число оборотов конденсатных насосов не должно превышать п = 1450 -?
4- 1800 o6/mvh.
Насосы для откачкч конденсата выполняются двухступенчатыми, одно-
ступенчатыми и трехступенчатыми (рис. 154—156). Насос 5Кс-5х2 конден-
сатный, дву хступенчагый с горизонтальным разъемом корпуса и рабочими
колесами одностороннего входа предназначен для подачи конденсата от 30
до 65 мг/час при напоре 35—61,5 м столба жидкости с температурой до 120°.
КОНДЕНСАТНЫЕ НАСОСЫ
241
Входной н напорный патрубки nacoi а расположены в нижней части насос а,
входной патрубок 1 направлен вниз, а напорный 2—горизонтально (рис. 154).
Ступени насоса соединяются между собой на фланцах при помощи пере-
водной трубы. Всасывающая камера насоса подключена посредством трубки
диаметром 3/4" к конденсатору. Назначение этой трубы—уравновесить
давление во всасывающей камере насоса с давлением в конденсаторе, а также
дать возможность выхода воздуха и паров, образовавшихся во всасываю-
щей камере насоса, в конденсатор, не нарушая правильной работы насоса.
Рабочие колеса закреплены на валу гильзами с гайками 3 и призма-
тическими шпонками 4.
Рис. 155. Одноступенчатый конденсатный насос.
1 — ’/а" уравнительная труба к конденсатору; 2—Bh" вентиль и труба к конденсатору для про-
дувки ^насоса; 3 —1/4" трубка для подвода холодной воды.
К сальнику насоса в кольцо по трубке 5 подводится холодный кон-
денсат под давлением из постороннего источника. Кроме того, оба сальника
насоса находятся под давлением, и возможность попадания воздуха через
сальник исключена. Так как конденсатные насосы работают в замкнутой
системе, особенно большое значение имеет исключение возможности попа-
дания воздуха в эту систему.
Осевая сила в насосе в основном уравновешена симметричным распо-
ложением входных отверстий рабочих колес. Остающаяся неу равновешеи-
ной часть осевой силывоспринимастся шарикоподшипниками. Вследствие пе-
ременной нагрузки конденсатного насоса подшипники следует брать с боль-
шим запасом. Для спуска конденсата из насоса в нижней части корпуса име-
ются отверстия, заглушенные пробками б.
Ниже дастся описание одноступенчатого пасоса для ^ = 25 м3[час,
Н = 27 31, п = 1450 об]мин (см. рис. 155). Диаметр всасывающего отвер-
стия пасоса 125 мм.
Разгрузочная труба диаметром 18 мм устанавливается возможно ближе
к всасывающему отверстию рабочего колеса. На верхней части спирального от-
вода насоса имеется отверстие диаметром 18мм, через которое время от вре-
мени открытием вентиля насос продувают и нагнетательную камеру избавляют
от паров. Сальник находится под давлением, создаваемым колесом насоса.
Вследствие переменных нагрузок конденсатный насос должен работать
на малых расходах, что влечет за собой увеличение радиальных и аксиальных
нагрузок. Поэтому подшипники и вал рассчп гываются с большим запасом.
Корпус насоса следует также делать особенно прочным.
При необходимости регулировку конденсатного насоса следует произ-
водить посредством задвижки, а не прп помощи обвода, так как в последнем
16 заказ 234.
242
НАСОСЫ ДЛЯ ГОРЯЧЕЙ ВОДЫ
случае насос будет работать при увеличенной производительности и в более
тру цных условиях всасывания.
В трехступенчатом конденсатном насосе типа 8КсД-5 X 3 (рис. 156)
рабочее колесо первой ступени двухстороннего входа, остальные два —
одностороннего входа. Насос предназначен для подачи конденсата от Q = 70
до 140 м3/час прп напоре Н = 19,4 —38,8 м столба жидкости с температурой
до 120°. Ступени насоса соединены 'последовательно при помощи внешних
переводных труб 1. Подвод соединен с паровым пространством конденса-
тора трубкой 2 диаметром 1".
Рис. 156. Трехступенчатый конденсатный насос типа 8КсД-5ХЗ.
Насос имеет два сальнпка, состоящих из корпуса 3, крышки 4, набив-
ки 5 и кольца гидравлического уплотнения 6. В кольцо по трубке 7 подво-
дится конденсат под давлением из постороннего источника. Осевая сила в
основном уравновешена симметричным расположением входных отверстии
рабочих колес. Остающаяся неуравновешенной часть осевой силы воспри-
нимается радиально-упорным подшипником, смонтированным в корпусе под-
шипника 8.
Расчет подпора для копденсатных насосов
На рис. 157 дана кривая необходимых подпоров для конденсатных насо-
сов с проходным валом с односторонним всасыванием. Максимальное число
ступеней в конденсатном насосе три х.
Гидравлический институт США.
ЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ КОНДЕНСАТОРОВ
243
В консольных насосах для расчета подпора следует выбрать значение
подпора, соответствующее Q : 1,2 для производительности @<25 л]сек и
Q : 1,15 для производительности Q > 25 л)сек. Для определения допустимого
статического подпора к найденному значению подпора следует прибавить
потери на трение во всасывающей ;
Пересчет на различное число
висимости п\/Q = const.
При выборе величины под-
пора следует учитывать, что
расстояние между горизонталь-
ной осевой линией насоса и
наинизшим уровнем конденсата
в конденсаторе должно быть не
менее 1 м.
Большое преимущество по
сравнению с горизонтальными
конденсатными насосами имеют
вертикальные насосы. Верти-
кальный насос можно устано-
вить ниже горизонтального и
рубе, а также величину скоростного напора,
оборотов производится с соблюдением за-
Рис. 157. Необходимый подпор для конденсат-
ных насосов с односторонним всасыванием.
таким образом обеспечить больший подпор. Кроме того, сальник верти-
кального насоса всегда находится под давлением; вся установка весьма
компактна.
Циркуляционные насосы для конденсаторов
Циркуляционные насосы для конденсаторов предназначаются для напоров
от 6 до 12 м, поэтому онп рассчитываются для высоких значений ns. Эти насосы
могут быть горизонтальные двойного всасывания или вертикальные пропел-
лерного типа.
Горизонтальные циркуляционные насосы выполняются с вертикальным
всасывающим подводом и являются компактной установкой.
Вертикальный пропеллерный насос погружается и работает под заливом.
ГЛАВА XXVIII
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Описание кош трукций
Насосы для буровых скважин или артезианские насосы представляют
собой многоступенчатые вертикальные насосы небольшого диаметра, поэтому
они могут опускаться в 6j ровые скважины (рис. 158—160). Вследствие малого
диаметра насоса артезианские насосы имеют большое число ступеней при
подаче воды из глубоких скважин.
В обычном исполнении головку артезианского насоса с электродвигателем
устанавливают на поверхности в отличие от погружных агрегатов, которые
опускают в скважину вместе со специальным электродвигателем малого
диаметра.
В артезианском насосе вращающийся ротор на вертикальном валу под-
вешен к приводном головке насоса посредством колонки, которая заключает
в себе подшипники и направляющие втулки вала и одновременно является
напорным трубопроводом.
16*
244
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Основное назначение артезианского насоса — подавать вод) из буровых
скважин. Их применяют также для откачкп воды из шахт и зумпфов и пефте-
Рис. 158. Артези-
анский пасос с
закрытыми коле-
сами и с закры-
тым ва пом
продуктов из резервуаров.
Артезианский центробежный пасос состоит из четырех
основных деталей: 1) приводной головки, заключающей
в себе упорный и радиальный подшипники; 2) корпуса
пасоса; 3) напорной колонки, соединяющей корпус насоса
с головкой и одновременно служащей промежуточным
нагнетательным трубопроводом между насосом и головкой;
при небольшом погружении секции насоса крепятся непо-
средственно к головке; 4) всасывающей трубы с сеткой.
Насос вместе с всасывающей трубой и колонкой по-
гружается в скважину таким образом, чтобы нижний
х ровень воды в скважине во время работы покрывал
2—3 секции насоса и чтобы
насос всегда работал под
заливом.
Вода поступает через
приемную сетку и всасываю-
щую трубу в порву ю ступень
насоса. Из первой ступени
жидкость попадает во втору ю,
затем в третью и т. д. В каж-
дой ступени напор увеличи-
вается на равную величину.
Если напор, создаваемый
одной ступенью, равен 6 м,
то десятиступенчатый насос
даст напор, равный 60 м.
Напор артезианских насосов
достигает 300 м.
И i насоса вода проходит
по напорным трубам колонки
к нагнетательному патрубку
головки, откуда она посту-
пает в сеть или в бак для
хранения воды.
Корпус насоса состоит
из секции, в которых поме-
щаются рабочие колеса.
Секции являются каналами,
подводящими воду в рабочие
колеса, а также направляю-
щими аппаратами, преобра-
зующими кинетическую энер-
гию жидкости в энергию
давления Рис. 159. Артезианский насос
Ввиду того, что диаметр с закрытыми колесами и с
скважин сравнительно ново- открытым валом,
лик, для получения большой
производительности рабочие колеса должны рассчитываться
для сравнительно небольшого напора и большой произ-
водительности.
Поэтому удельную быстроходность рабочих колес артезианских насосов
выбирают в пределах ng = 120 4- 800; наибольшее применение имеют колеса
ОПИСАНИЕ НОНСТРУНц ИИ
245
с ??g в пределах L75 — 300. Прп больших значениях ng при-
меняют полу осевые илп пропеллерные колеса открытого типа.
След) ет отметить, что артезианские насосы с рабочими
колесами с радиальными лопатками или с лопатками двоя-
кой кривизны открытого типа очень чувствительны в отноше-
нии аксиальной установки ротора, так как от установки
колес зависит величина зазора между лопатками рабочих колес
г стенками секции корпуса, что в свою очередь влияет па ве-
личину производительности, напора
и к. п. д. пасоса.
Нормальную величину акси-
ального зазора s можно принять
равной 0,05 Z>2, здесь Ь2 — ширина
лопатки рабочего колеса у выхода.
На рис. 161 показано влияние
увеличения аксиального зазора па
к. п. д. для насосов с рабочими
колесами открытого типа.
Для у меныпепия внешнего
диаметра артезианского насоса
внешний диаметр направляющего
аппарата секции корпуса долил и
быть возможно меньшим и прини
мается равным
D3 = 1,25 4- 1,35 Г)2,
где D2 — внешний диаметр рабо-
чего колеса.
Угол входа лопатки направ-
ляющего аппарата а4 изменяется
в пределах 12—60° для ns == 100 4-
4- 1000. Угол выхода принимается
равным 90° (рис. 162).
Увеличение длины направляю-
щего аппарата улучшает к. и. д.
пасоса, так как в этом случае
преобразование кинетической эпер-
с открытыми
валом.
Рис. 16и. Артезианский насос
колесами и с открытым
гии в энергию давления происхо-
дит плавно, без крутых поворотов. Число лопаток направляющего аппарата
принимается на одну больше числа лопаток рабочего колеса.
Расстояние между центрами
колес д1цх ступеней L^D-z
Расчет рабочих колес ничем пе
отличается от расчета колес с
.лопатками двоякой кривизны
В табл. 16 приведена мини-
мальная и максимальная произ-
водительность скважины в зави-
симости от внутреннего диа-
метра обсадных труб.
Рис. 161. Влияние зазора на к. п. д.
ВеледеIвис того, что для определенного размера скважины производи
дельность может изменяться в довольно широких пределах (табл. 16), для
заданного внешнего диаметра корпуса насоса (лимитируемого диаметром
246
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Таблица 16
Минимальная и максимальная производительность скважины
в зависимости от внутреннего диаметра обсадных труб
Внутренний диаметр обсад- ной трубы в скважине, мм 100 150 200 250 300 375 450 500 600 700 800 900
Внешний диаметр корпуса насоса, мм 95 140 190 240 290 365 438 488 580 660 760 860
Минимальная производи- тельность, ма[час .... И 11 23 23 46 ПО 340 360 400 570 900 1360
Максим i-чьная производи- тельность, M^jnac .... 18 28 80 135 270 360 900 950 1250 1600 2700 3650
Рис. 162. График изменения среднего значения
угла входа а4 в направляющий аппарат с удель-
ной быстроходностью.
скважины) и числа оборотов
преду< матриваются колеса раз-
ной удельной быстроходности.
Поэтому в практике для
каждого диаметра скважины
имеется до четырех моделей
насосов, покрывающих наибо-
лее эффективно диапазон ng от
80 до 1000.
Для правильного выбора
артезианского пасоса должны
быть известны следующие дан-
ные: 1) внутренний диаметр
обсадной трубы; 2) глубина сква-
жины; 3) производительность,
4) статический уровень воды в
скважине (насос нс работает); 5) динамический уровень воды в скважине (во время
работы насоса) при нормальном расходе; 6) требуемый напор, который со-
ставляется: а) из сопротивления в трубах, б) из расстояния между динами-
ческим уровнем воды в скважине до наивысшей точки подачи воды, в) из
давления, поддерживаемого в резервуаре или в системе, куда насос должен
подавать воду.
Рабочие колеса артезианских насосов низкой удельной быстроходности
выполняются закрытого пли открытого типа. Рабочие колеса высокой удель-
ной быстроходности пропеллерного типа, а также диагонального полу осевого
типа всегда изготовляются открытыми. Колеса открытого типа имеют следую-
щие преимущества.
1. Более высокий к. п. д. вследствие уменьшения дисковых потерь,
простоты литья и доступности очистки каналов колеса.
2. При заклинивании ротора из-за отложения песка между стенками
колес и секциями насоса он легко освобождается от песка при помощи увели-
чения зазора между лопатками колеса и стенками секций корпуса насоса.
Увеличение зазора достигается поднятием ротора посредством регулировоч-
ной гайки.
3. По мерс износа торцевой поверхности лопаток и увеличения зазора
последний может быть уменьшен посредством регулировки и перемещения
ротора в аксиальном направлении.
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИЙ
247
4. Возможность регулировки производительности насоса путем измене-
ния зазора между лопатками колеса и стенками секций корпуса. Такая регу-
лировка более экономична, чем дросселирование задвижкой.
Колеса открытого типа имеют следующие недостатки по сравнению
с колесами закрытого типа.
1. Наличие больших осевых усилий, так как разгрузка осевых усилий
возможна только при помощи ребер, отлитых на задней стенке диска колеса,
что сопровождается увеличением потребляемой мощности насоса.
2. Необходимость точной установки и регулировки по отношению к сек-
циям корпуса насоса, так как величина зазора имеет большое влияние на
величину утечки, а следовательно, и на снижение производительности, напора
и к. п. д. насоса.
3. Под влиянием больших осевых усилии, а также и под влиянием соб-
ственного веса вал насоса удлиняется. Так, например, для приводного вала
длиной 75 м, диаметром 38 мм при напоре насоса Н = 1U0 м удлинение
вала приблизительно равно 6 мм. Поэтому при регулировке зазора между
лопатками колеса открытого типа и стенками корпуса необходимо учитывать
удлинение вала.
Осевые усилия для колес открытого типа ориентировочно можно опреде-
лить по формуле
где Р — осевая сила в кГ\ De — диаметр всасывающего отверстия колеса
в см', Н — напор в кГ)см2', К — опытньш коэффициент, изменяющийся в пре-
делах 2—1 для ns = 80 4-800; меньшая величина принимается для большего
значения п„.
Напорная колонка насоса с приводным валом выполняется согласно
двум принципиальным схемам: с закрытым валом и открытым (см. рис. 158—
160).
В конструкции с закрытым валом колонка состоит из двух труб: внешней
и внутренней. Через внутреннюю трубу проходит приводной вал, соединя-
ющийся с валом насоса и электродвигателя.
Вода поступает из пасоса между внутренними и внешними трубами.
Назначение внутренней трубы колонки — изолировать вал и смазку проме-
жуточных бронзовых подшипников от воды. Масло подается во внутреннюю
трубу из капельницы, помещающейся наверху, в головке насоса.
В конструкции с открытым валом колонка состоит из одной трубы. Вал,
проходя через трубу, находится в контакте с водой, которая служит смазкой
для резиновых подшипников.
Каждый тип колонки имеет свои преимущества и недостатки
Схема с открытым валом имеет следующие препму щества перед схемой
с закрытым валом: 1) меньший вес; 2) более быстрые монтаж и демонтаж
насоса; 3) меньшие механические и i идравлические потери в напорной ко-
лонке.
Недостатками колонки с открытым валом являются: необходимость
непрерывной смазки (заливки) резиновых подшипников водой и изготовление
приводного вала из нержавеющей стали вместо дешевой углеродистой.
Следует отметить, что насосы с напорными колонками открытого типа
находят все большее применение в промышленности.
Пуск насоса в новой скважине сопряжен с наличпем в воде большого
количества песка, причем производительность скважины до разработки
будет ниже нормальной. В этом случае насос будет работать недогруженным,
с низкими скоростями потока жидкости. Низкие скорости будут причиной
248
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
выпадения из воды песка, который забьет насос и ускорит износ лопаток
колеса и стенок корпуса.
Поэтому при работе насоса с колесами открытого типа зазор между коле-
сами и стенками корпуса увеличивают выше нормального значения. Это
уменьшает производительность насоса и одновременно увеличивает его долго-
вечность, так как износ деталей пасоса при больших зазорах значительно
уменьшается.
Приводим описание конструкции колонки с закрытым и открытым
валом.
Колонка с закрытым валом состоит из отдельных звеньев длиной 3—6 м.
Каждое звено заключает отрезок приводного вала с соединительными муфтами,
а также соответственные отрезки внутренш и трубы, в которой помещается
вал, и внешней трубы.
Внешние трубы соединены между' собой муфтами с резьбой. Фланцевые
соединения внешних труб редко применяются для скважин небольшого диа-
метра, так как такое соединение требует увеличения диаметра скважины.
Для скважин диаметром более 300 мм можно применять фланцевые соедиие
ния. При резьбовом соединении торцы труб не должны упираться.
Внутренние трубы имеют меньшую длину, чем наружные, и состоят из
звеньев длиной 1,5—2 м, так как для спокойной работы насоса расстояние
между' центрами подшипников приводного вала нс должно превышать 1,5—2 м.
Внутренние трубы соединены посредством резьбы мхфтами изготовлен-
ными из свинцовистой бронзы. Эти муфты одновременно являются подшип-
никами для приводного вала.
Отрезки валов соединены между собой на резьбе стальными муфтами.
На торцах каждого отрезка вала оставляют узкие пояски, чтобы уменьшить
возможность перекоса валов при присоединении двух отрезков вала и затяжке
до упора торцевых плоскостей.
Количество секций корпуса насоса завиепт от глубины погружения
насоса. Все резьбы соединяются па свинцовых белилах. В подшипник первой
секции закладывают около 0,5 кг тавотной смазки, которая задерживает
прохождение масла в насос.
На расстоянии приблизительно 15 м в наружной трубе установлены
направляющие втулки, которые центрируют внутреннюю трубу. Направляю-
щие втулки имеют разрезной свинцовый или резиновый вкладыш, который
при установке предварительно смазывают водой.
Секции корпуса насоса изготовлены из чугуна; рабочие колеса и уплотняю-
щие кольца — из фосфористой бронзы или чугуна, вал пасоса — из нержа-
веющей стали, а приводной вал — из угле родистой стали марки Ст. 5.
Максимально допустимое биение приводного вала составляет 0,125 мм
на длину вала в 6,5 м. Все резьбы па валу нарезаются на токарном стайке.
Эксцентриситет резьбы нс более 0,03 мм иа 100 мм.
Верхняя секция корпуса имеет два дренажных отве рстия для выхода
воды с песком через фонарное кольцо, разделяющее набивку сальника на
две половины.
В колонке открытого типа отсутствует внутренняя труба. Промежуточ-
ные подшипники, помещающиеся в колонке и в корпусе насоса, выполнены
из резины, они смазываются водой (см. рис. 159 и 160).
Трубы колонок составлены из звеньев длиной 3 м и соединены посред-
ством стальных муфт. Обработанные торны труб упираются во фланцы брон-
зовых вкладышей, в которые заложены резиновые подшипники.
Приводной вал трансмиссии состоит из отрезков длиной 3 м, максимально
допускаемое биение вала составляет 0,05 мм на 3 м длины. Приводной вал
готовят из углеродистой стали марки Ст. 5. В месте вращения вала в резино-
вых подшипниках на валу имеется шлифованная гильза из нержавеющей
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
249
стали, а в случае отсутствия защитной гильзы вал хромиру ют для уменьшения
износа в этом месте.
Подшипники колонки выполнены из твердой резины, имеющей до восьми
продольных канавок, в которых циркулирует вода для смазки и охлаждения.
Песок, попадающий с водой из скважины, свободно проходит через канавки,
нс повреждая подшипников. Во время работы насоса подшипники смазываются
водой, подаваемой насосом по трубе колонки. Для смазки подшипников
в период пуска предусмотрен водяной бак, который устанавливается над
прпводпой головкой насоса.
Насос (см. рпс. 160) состоит из отдельных секций, отлитых из чугуна,
с направляющим аппаратом (за исключением всасывающей секции); в каждою
секцию входят резиновые подшипники, бропзовые пли чугунные рабочие
колеса, гайки и вал насоса из нержавеющей стали ЭЯ1. Колеса открытого
типа, поверхности лопаток полированные.
Поднятием или опусканием рабочих колес с валом насоса увеличиваются
или у мепыпаются зазоры между лопатками колес и неподвижными стенками
секций корпуса насоса, что регулирует величину подачи воды.
В каждой промежуточной секции корпуса насоса имеется расточка, куда
устанавливают резиновые втулки подшипников. Во всасывающей секции
имеется особо длинный резиновый подшипник. Все резиновые подшипники
секций упираются в буртик, выточенный в секции корпуса, и удерживаются
разрезными бронзовыми кольцами Таким образом, каждое колесо располо-
жено между двумя направляющими резиновыми втулкамп-подшвшшкамп
Рабочие колеса крепятся на валу при помощи разрезных конических
стальных втулок, сверху затянутых бронзовыми гайками, что позволяет
передавать крутящий момент и предохраняет колесо от осевого перемещения
на валу. Кроме того, такое крепление колес на валу при отсутствии шпонок
усиливает вал, что желательно при длинных валах многоступенчатых
насосов.
В нижнюю первую секцию корпуса ввернута всасывающая труба длиной
приблизительно 2 .и, на конце которой прикреплена приемная сетка. Верхняя
последняя секция корпуса насоса соединяется с напорным трубопроводом
колонки. Отдельные секции напорных труб соединены между собой муфтами
с резьбой. Между торцами каждой секции напорных труб у становлены крон-
штейны подшипников. Кронштейн, отлитый из чугуна, состоит из наружного
кольца, равного наружному диаметру' напорных труб колонки, и центральной
втулки, которая присоединяется к наружному кольцу при помощи трех
радиальных ребер. В центральную втулку вставлен резиновой под-
шипник.
Приводная головка насоса представляет собой колено с нагнетательным
патрубком и с опорными лапами, крепящимися к фундаменту. Кроме того,
нижняя и верхняя поверхности опорной части головки имеют цилиндрические
расточки: однуг в нижней части для центровки и крепления колонки насоса
вместе с приводным валом и вторую в верхней части головки для установки
электродвигателя. В месте, где вал проходит через головку, имеется сальник
обычной конструкции для предотвращения утечки воды пару жук
Идеальным приводом для артезианских насосов является вертикальный
электродвигатель с полым валом.
Вал насоса проходит через полый вал электродвигателя, между обоими
валами закладывается шпонка. Вал насоса имеет на конце резьбу, на которую
навинчивается регулирующая гайка; последняя и дает возможность фикси-
ровать положение рабочих колес по отношению к секциям корпуса насоса.
Упорный шариковый подшипник, помещающийся в верхней части электро-
двигателя, воспринимает все осевые нагрузки. Для крупных агрегатов приме-
няют упорные подшипники сегментного типа.
230
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
В нижней части электродвигателя помещается радиальный шариковый
подшипник. В корпусе подшипников имеется неподвижный стакан, предот-
вращающий утечку масла. Вокруг неподвижного стакана вращается другой
стакан с ребрами, подающий масло в подшипник. Масло, смазывая и охлаждая
шариковые подшипники, стекает обратно в масляный резервуар. Во время
работы насоса уровень масла в маслоуказателях понижается. Поэтому уровень
масла следует проверять только при остановке насоса, так как в противном
случае избыток масла стечет через стакан и проникнет в электродви-
гатель.
При остановке насоса вода, протекая обратно в скважину по колонке
через насос, вращает последний, как турбину, причем скорость вращения
достигает 125% рабочих чисел оборотов.
Однако это не опасно для пасоса и трансмиссии, так как в данном случае
крутящий момент прилагается к ротору насоса внизу и все резьбовые соеди-
нения во время вращения будут затягиваться.
Опасность отвинчивания муфт вала появляется только при неправильном
вращении во время первого пуска насоса. Ввиду этого в электродвигателях
предусмотрен контрреверс — предохранительная муфта, отключающая элек-
тродвигатель от насоса при неправильном вращении насоса или при вращении
насоса в обратную сторону' при остановке электродвигателя.
В конструкции артезианского насоса с открытыми колесами при внезап-
ной остановке насоса происходит явление гидравлического удара в напорном
трубопроводе с соответствующим повышением давления, которое воздействует
на удлинение вала. В этом случае лопатки рабочих колес вследствие малых
аксиальных зазоров будут ударяться о стенки корпуса насоса и насос начнет
вибрировать, пока не прекратится вращение ротора. Поэтому для артезианских
.насосов с открытыми колесами следует предусматривать контрреверс.
При пуске насоса вследствие реакции жидкости возникает осевое усилие,
направленное вверх, от которого иногда приподнимается вал на короткий
промежуток времени. Поэтому' необходимо предусмотреть в насосе установку
упорного ограничителя.
Электродвигатель защищают от атмосферных осадков и внешнего влияния
чугунной литой крышкой сферической формы.
Гидравлические и механические потери в напорной колонке
Потери в напорной колонке состоят из потерь на трение вследствие про-
текания воды по напорным трубам колонки и потерь от вращения приводного
вала в промежуточных подшипниках.
Потери на трение вследствие протекания воды по напорным труоам
колонки закрытого типа нельзя рассчитывать по общепринятым формулам
для круглых труб, так как распределение скоростей в пространстве между
вну трепней и наружной трубами колонки отличается от распределения ско-
ростей в круглых трубах.
На основании опытных данных составлены графики потери напора для
.колонок с трубами различных размеров ].
На рис. 163 даны потери на трение в трубах колонки, составленной
из звеньев стандартных груб; на рис. 164 — потери на трение в трубах ко-
лонки, составленной из звеньев обсадных труб; на рис. 165 — величина
затрачиваемой мощности па преодоление потерь на трение в промежуточных
подшипниках при различных числах оборотов.
1 Гидравлический институт СП' А
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ И МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В НАПОРНОЙ КОЛОНКЕ 25'1
Рис. 163. Потери на трение в трубах колонки, составленной из звеньев стандартных
труб.
2 3 4 5 6789101? 16 20 30 47 5060 80 100120 160 200 300 000
О.л!сек
Рис. 164. Потери на трение в трубах колонки, составленной из звеньев обсадных труб.
252
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СНВ ля; и и
Рис. 165. Затрачиваемая мощность на преодоление потерь на трение в промежуточных
подшипниках при различных числах оборотов. На графике дана мощность для закрытых
валов, смазываемых капельной смазкой, или для открытых валов, вращающихся в воде.
Для закрытых валов, вращающихся в масле, найденные значения мощности следует
увеличить в два раза.
Минтая;
Перед у становьем насоса необходимо все детали насоса очистить и про-
верить прямизну валов и труб колонок.
Насосный агрегат и колонка должны свободно опускаться в скважину;
если при продвижении труб приходится применять силу, то трубы колонки
и вал искривятся, вал не сможет проворачиваться свободно в подшипниках
и насос невозможно будет пустить в ход. Насос должен висеть свободно, не
касаясь стенок обсадных труб скважины.
После тщательной центровки насоса по отношению к скважине следует
подлить цементный раствор под плиту агрегата.
Неполадки
Возможные неполадки артезианских насосов следующие.
I. Насос нельзя пустить в ход: а) низкое напряженке тока; б) предохра-
нительная пробка сгорела; в) реле перегрузки сработано; г) электродвигатель
не в порядке; д) пусковое устройство не в порядке; е) насос забит песком
(следует провернуть трубным ключом); ж) кривая скважина; з) рабочие
колеса соприкасаются со стенками корпуса (следует отрегулировать осевой
зазор).
ЭКСПЛУАТАЦИЯ
253
2. Насос не подает воду: а) рабочее колесо первой ступени находится
над уровнем воды в скважине, б) число оборотов насоса ниже нормального
вследствие низкого напряжения пли низкой частоты; в) всасывающая
труба, каналы рабочих колес или каналы корпуса насоса забиты;
г) сетка насоса забита; д) насос вращается в обратном направлении; е) вал
поломан.
3. Насос дает уменьшенную производительность: а) присутствие воз-
духа плп газа в воде: б) воздух просачивается во всасывающую трубу (если
уровень воды в скважине во время работы насоса находится ниже рабочего
колеса первой ступени); в) число оборотов насоса ниже нормального вслед-
ствие низкого напряженпя или низкой частоты: г) требуемый напор превы-
шает напор, создаваемый насосом; д) каналы пасоса, всасывающая труба
пли сетка частично забиты, е) слишком большое падение уровня воды в сква-
жине при работе пасоса; ж) износ рабочих колес; з) рабочие колеса смещены
по отношению к направляющим аппаратам корпуса (следует отрегулировать
ротор в осевом направлении).
4. Насос потр< бляет слишком большую мощность: а) смазочное масло
для подшипников' колонки обладает слишком большой вязкостью; б) при
сутствие песка в воде; в) распентровка подшипников колонки вследствие
искривления скважины; г) приводной вал погнут; д) насос вибрирует; е) ра-
бочие колеса трутся о стенки корпуса; ж) расцентровка головки насоса по
отношению к насосу.
5. Насос вибрирует: а) износ подшипников; б) приводной вал погнут;
в) ротор электродвигателя плохо сбалансирован; г) кривизна скважины;
д) присутствие воздуха и газа в воде, е) расцентровка электродвигателя
или головки насоса по отношению к насосу; ж) присутствие инородного тела
в рабочем колесе.
6. Чрезмерный износ насоса: а) погнутый трансмиссионный вал; б) не-
правильная смазка; в) кривизна скважины; г) присутствие песка в воде;
д) вибрация агрегата; е) расцентровка агрегата.
Эксплуатация
Для смазки промежуточных подшипников валов, находящихся в масля-
ной трубе колонки, следует применять масло вязкостью не более 3—4° ВУ
прп температу ре, соответствующей температуре воды в скважине.
Перед пуском необходимо проверить правильное вращение мотора и
удостовериться в правильности зазоров между колесами и стенками корпуса
пасоса. Следует проверить в течение 5 мин. правильность работы масляной
системы в колонке, а прп наличии водяной смазки включить последнюю
за 5 мин. до пуска насоса.
Насос пи в коем случае не должен работать вхолостую без жидкости;
поэтому необходимо, чтобы первая секция насоса всегда была погружена
в воду.
Если для данной скважины производительность насоса велика, то по-
средством дросселирования задвижкой следует уменьшить производительность
насоса так, чтобы он всегда работал под заливом.
Никогда не следует останавливать пасос, подающий воду с большим со-
держанием песка, нс дав возможности чистой воде смыть песок, так как в про-
тивном случае насос после остановки заклпнит.
Никогда не следует пускать насос, пока он окончательно не остановится
после обратного вращения.
При наличии обратного клапана на нагнетательной линии в колонке
пасоса после остановки агрегата может образоваться вакуум. Для предотвра-
254
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СНВАЖНН
щения повреждения агрегата следует установить автоматический прерыва-
тель вакуума.
При пуске насоса в первый раз необходимо после 2 час. работы насоса
отрегулировать положение ротора ввиду удлинения вала.
Насосы для заглубленных резервуаров
Описание конструкции. Заглубленные резервуары предназначаются для
хранения нефти и различных нефтепродуктов. Заглу бленные резервуары
сооружаются для различных емкостей и имеют различную глубину заглубле-
ния, достигающую 10 м.
Для перекачки нефти и нефтепродуктов из заглубленных резервуаров
широкое применение приобретают вертикальные погружные насосы арте-
зианского типа с электродвигателем взрывобезопасного типа, расположенным
на поверхности. Насос этого типа для данных условий имеет ряд преимуществ:
1) работает всегда под заливом; 2) не требует насосного помещения; 3) обес-
печивает безопасность обслуживающего персонала.
Насосный агрегат состоит из корпуса насоса, приводной головки с ради-
ально-упорным подшипником и напорной колонкп (рис. 166).
Рабочие колеса насоса 20Н-22 X 3 разгружены от осевых усилий посред-
ством отверстий, просверленных во втулке колеса. Для насосов меньшего-
диаметра колеса не разгружаются от осевого давления и вся нагрузка, вклю-
чая и вес ротора, воспринимается шариковым подшипником.
Втулки подшипников скольжения, расположенные в секциях корпуса
насоса и в напорной колонке, выполнены из свппцовистоп бронзы, а вал —
из нержавеющей термообработапной стали 3X13. Смазка подшипников про-
изводится перекачиваемым нефтепродуктом. Рабочие колеса во избежание
искрения отливают пз бронзы или чугуна с бронзовыми уплотнительными
кольцами. Вал уплотняется одинарными торцевыми уплотнениями; материал
трущейся пары уплотнения — графит ШСО и сормайт № 1.
Камера подшипника охлаждается циркуляцией перекачиваемой жидкости
пли подачей воды из водопровода.
В зависимости от глубины резервуара изменяется количество звеньев
в напорной колонке насоса. Насосы этого типа изготовляются производи-
тельностью до 150U м3!час.
Насосы можно также устанавливать в скважине, соединяющейся посред-
ством заглубленного трубопровода с резервуаром. Такая установка удобна
с точки зрения пожарной безопасности и дает возможность производить
перекачку из нескольких резервуаров одним насосным агрегатом.
Приводим примерный расчет насоса для заглубленных резервуаров.
Примерным расчет. Требуется рассчитать насос секционного типа для
перекачки нефтепродуктов для следующих условий- Q = 600 м?]час, Н = 63 л
у выхода из последней ступени, п = 1450 об[мин, вязкость нефтепро-
дуктов от 1 до 12° ВУ, удельный вес от 0,75 до 0,94.
Производим предварительный расчет на воду для вязкости 1° п удельного
веса у = 1,0, а потом пересчитаем характеристики на вязкость 12° ВУ
и у = 0,94.
Принимаем удельную быстроходность колес ng — 215, тогда напор
на одно колесо по формуле (2) равен
Принимаем Н = 21 м ст. жидкости и сс ответственно ns = 220.
--------------fI для ЗАГЛУБЛЕННЫХ РЕЗЕРВУАРОВ
255-
Рис. 166. Насос для заглубленных резервуаров 2ОН-22ХЗ.
а корпус насоса; б — приводная головка.
Определяем чпсло ступеней насоса
Y = — - з
21
п
Для вычисления размеров рабочего колеса определяем отношение
I Н _ J/2T _ 1
п ~ 1450 — 317 ‘
Согласно рис. 22 для ns = 220 коэффициент К = 100 и наружный
диаметр колеса 2 J
И
D* = 100 317 = 0,315 м
__ п- 0,315 -1450 „„ „
из эд-------= 23,9 м/сек.
256
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Согласно рис. 22 для п„ = 220 К = 66,5, Кп = 72 и диаметр
е ЭКВ С
всасывающего отверстия
De = 72 А, = 0,226 .ч, 7)еэкв = 66,5 = 0,210 м
и диаметр втулки колеса
Z>BT = J 0?226^0?210г= 0,085 м.
Скорость у входа
принимая объемный к. п. д. t]0 = 0,97, имеем
л, 600 n nF, п л'то ч/ 4-0,172 к ,
С = 3600 :0,97 = 0,172 м 1сек и се = я- 0 210г = 5 м!сск-
Определяем диаметр входной кромки колеса.
Согласно рис. 22 К' = 39 и D/' = 39-Д=- = 0,123 м-
Диаметр наружной кромки колеса Dy — De = 0,226 м.
Определяем средний диаметр входной кромки колеса:
2), = /-°^+°^ = 0,182 л
и среднюю окружную скорость у входа
Принимаем L = —= 0,113 м.
По графику рис. 22 = 27 <5 и by = 27,5 = 0,087-
Принимая ° --- = 0,88, определяем меридиональную скорость у входа
*1
0,172 п ,
Cri~ п -0,182 -0,087 -0.88 — 3,93 м1сек-
По графику рис. 22 KD = KD = 47,5; принимаем z — 6, тогда
wuj wua
2>wui = 47,5‘зП’ = 0,149 м;
A 7t -0,149» n ,
zAWui =---------- = 0,0174 .и-
AWui = о,О029 м2;
° 172 О Q-7 ,
WUy = Q"Lii74- = 9>87 м сек’
си1 = 13,8—9,87 = 3,93 м/сек',
wr = У 9,872 + 3,92 = 10,6 м/сек-,
сх — у 3,932 + 3,92 = 5,55 м/сек.
НАСОСЫ ДЛЯ ЗАГЛУБЛЕННЫХ РЕЗЕРВУАРОВ 257
3 9
Сррдний угол входа /?/ = arctg = 21°30'.
Толщина лопатки по окружности прп z = 6
<7! = я-°’182 (1—0,88) = 0,0115 м.
Согласно графику фиг. 22 Къг = 18,2, тогда
Ь2 = 18,2 -XT-- =0,0574 м, принимаем Ъ2 = 58 мм.
Принимая <2 °2 = 0,94, определяем меридиональную скорость на вы-
‘2
ходе:
0,178 Q .
Стг~ п • 0,315 - 0,058 • 0,94 ~ 3,3 м!сек-
Определяем толщину лопатки:
о2 = (1 _ 0,94) = 0,010 м.
zAwU2 = zAwul = 0,0174 м2-,
wU2 = wU1 = 9,87 м/сек-,
cU2 = 23,9 — 9,87 = 14,03 м/сек\
с2 = ]Л14,032+ 3,32 = 14,4 м/сек.
Согласно рис. 22 КСи = 0,64, тогда cUs = 0,64 • 14,03 = 9,0 м/сек
и ггиз = 23,9 — 9,0 = 14,9 м/сек.
Определяем гидравлический к. п. д. насоса:
9,81-21 л пко.
’2г— 23,9-9,0 — 0,958,
с3 = ]/9,02 + 3,32 = 9,6 м/сек\
ws = фЛ14,92 + 3,32 = 15,2 м/сек.
Угол выхода относительной скорости w2
ч ч
& = arctg J*L = 18°3O'.
Угол выхода относигсльной скорости w2 с учетом конечного числа
лопаток
/?2'= arctg -gL=12°30'. -
*
Угол выхода абсолютной скорости с учетом конечного числа лопаток
а3 = arctg -Ц- = 20°10'.
Принимая угол атаки а' = 2°, имеем угол установки лопатки напра-
вляющего аппарата на входе:
а4 = 20°10' 2° = 22°10', принимаем а4 — 22°.
17 закав 234.
258
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Угол установки лопатки направляющего аппарата на выходе берем
а5 = 90°.
Угол охвата лопаток колеса, принимая по графику фиг. 22
Kv. = 0,053 и = 0,058,
<р' = 0,053 • 18,2 • 100 = 96°30';
<р" = 0,058 -18.2 -100= 106°.
Скорость на входе в направляющий аппарат
c = Kc\/2jll,
где Н =21,0 м, а Кс, согласно рис. 54 для ns = 220, равно 0,29; под-
ставляя, имеем
с = 0,29 V 19,6-21,0 = 5,9 м, сек.
Площадь сечения направляющего аппарата
гЛ4 = -2- = -’^7- = 0,0284 м2.
4 с 5,9
При числе лопаток направляющего аппарата z = 7 имеем
А1 = = 0-00405 .«2.
Площадь на выходе направляющего аппарата ограничена диаметром
входа колеса следующей ступени и равна
А5 = ЯД^ЭКВ- = —^°2 = 0,00493 ма;
As __ 0,01)493 . 99
Л4 " 0,00405
что можно считать допустимым.
Принимаем = 1-05, Z)4 = 330 мм-
Определяем к. п.д. насоса.
1. Полезная гидравлическая мощность
лг 167 -21 /с „
Лг — —— = 4Ь,7 л. с.
75
и расход мощности на гидравлические потери
Л’г.„=^-4ад = 2,1л. а.
2. Расход мощности на дисковое трение
М = 0,021 • D/ —L- кГм,
ё 2 Re15
для воды у = 1000 кг, v = 0,01 см2/сек
и
п 0,315 • 1450 qq о
п2 =-------------------------эд---- = -3,8 м/сек,
НАСОСЫ ДЛЯ ЗАГЛУБЛЕННЫХ РЕЗЕРВУАРОВ
259
Подставляя найденные значения, имеем:
ты ллч/лол-з 1000 23,82 л о л
М = 0,021 • 0,31э3 Qc, 9 9Ч9 = 0,8 кГм
У,о 1 Z • Zo, /
и
,г 0,8- 1450 . я
т — 71g 2 ' ~ 1,62 л. с.
2ОН-22ХЗ.
Рис. 167. Модельные срезы рабочего колеса насоса
3. Расход мощности на утечки
Qy = 7tDsCyV2gH.
Принимая D = 250 мм, s — 0,3 мм и с = 10 м/сек, определяем Су.
n 2-sc 2-0,3-10-10е
Re = ----= 6000,
10s
Я = _ М27 = 0 048
6000 "
Су = - г 1 ----------= 0,535,
У 1/0,048 - 25 ,, с
Г -2-РЗ-+1’5
17*
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
N
asjiVi-
PSTV
и утечка на две стороны
п 9 тг - 250 • 0,3 • 0,535 , //,/ст к .
Qy «= 2 ----Гоб()----4,44 у 21 = 5,1 л/сек\
5,1-21 . ,
=—=г~ — 1,4 л. с.
г 75
4. Расход мощности па преодоление механиче-
ских потерь. Принимаем ^„=0,95, тогда 7VM. —
-46,7 =2,5 л. с.
5- Коэффициент полезного действия насоса
46,7 „
— 46,7+ 2,1+1,62+1,4+2,5“ U,0D'
На рис. 167 показаны мо-
дельные срезы колеса, а на
рис. 168 — модельные срезы
направляющего аппарата, по-
строенные по методу, изложен-
ному в главе V.
Строим характеристики для
рассчитанного колеса. По
рис. 8, 9 и 10 для ns = 220
принимаем форму кривой Q—Н,
Q — N и Q — »j. За 100% при-
нимаем Q= 600м3/ час, 77=63 м
и j; = 83%.
В результате пересчета по-
лучаем табл. 17.
По полученным расчетным
точкам построены кривые
Q—H,Q—t}hQ—N (рис. 169).
Далее производим пересчет
характеристик для котельного
топлива вязкостью 12° ВУ или
v = 1 см2] сек, у = 0,94 при
t = 80°.
Определяем £>экв и число
Рейнольдса Re:
Акв = |А1)2Ь20,94 ,
где Х)2 = 31,5 см, а Ь2 = 5,8 см~,
подставляя, имеем
Акв=1 4’31,5-5,80,94=26.2 см\
Рис. 168. Модельные срезы направ ’яющего
аппарата насоса 2ОН-22ХЗ.
167-10»
26,2 • 1 6370.
Согласно графику рис. 103 д тя Re = 6370 Kq = 0,85, Кн = 0,99
и KQ= 0,98.
Составляем табл. 18.
Наносим все точки на график рис. 169.
НАСОСЫ ДЛЯ ЗАГЛУБЛЕННЫХ РЕЗЕРВУАРОВ
261
Рис. 169. Характеристика вертикального насоса 2ОН-22ХЗ при п = 1450 об/мин.
I — Q — Н, v = 0,01 см2/сек, у = 1,0; 2 — Q—ч, v = 0,01 си2/сетг, у = 1,0; 3 — Q — N, » =
= 0,01 см2/сек, у — 1,0; 4 — Q — Н, v - - 1,0 см2/сек, у = 0,94; 5 — Q — jj, v ~ 1,0 слх2/сек, у=0,94;
б — Q — Nt v = 1,0 с.и2/се«, у — 0,94.
Таблица 17
Результаты пересчета характерпстпк насоса 2011-22 x3
% (?порм • • • 0 20 40 60 80 100 120
Q, м3/час . . 0 120 240 360 480 600 720
% "норм • 155 143 133 125 111 100 76
Н, м . 97,7 90,2 84,3 78,8 71,8 63,0 47,9
V. % Чнорм • 0 40 63 82 93 100 93
ч> % 0 33,2 52,3 68,0 77,0 83,0 77,0
JN, л. с. . — 120 143 155 165 169 164
Таблица 18
Результаты пересчета характерпстпк насоса 20Н-22 х 3
на вяз.ше нефтепрод) кты
Для воды у = 0,01 смР/сек, у=1,0
Q, мЧ'час 0 480 600 720
Н, м 97,7 71,8 63,0 47,9
Ч, % 0 77,0 83,0 77,0
Для в ефтепродукта v= 1 ,0 см3/сек, у = 0,94
Q, м3/час 0 470 590 708
Н, м 97,7 71,0 62,2 47,5
Ч> % 0 65,0 70,8 65,3
IV, л. с. — 179 181 181
262
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Конструкции погружных насосов
За последние годы все большее применение находят насосы погружного
типа. Ротор пасоса помещается на одном валу с электродвигателем, и весь
агрегат как одно целое опускается в скважину; тогда электродвигатель рабо-
тает в воде вместе с насосом.
Преимущество такого насосного агрегата по сравнению с артезианским
насосом в том, что: 1) упраздняется длинный приводной вал вместе с про-
межуточными подшипниками и смазочной системой подшипников; 2) отсут-
ствие приводного вала дает возможность установить насос в искривленных
скважинах, в которых установить артезианский насос было бы невоз-
можно.
Недостатками погружных насосов являются: 1) специальная конструк-
ция электродвигателя; 2) низкий к. п. д. электродвигателя погружного
пасоса по сравнению со стандартным электродвигателем, применяемым для
артезианских насосов.
Основной задачей конструкции электродвигателя погружного насоса
является надежность изоляции, которая производится следу ющими способами:
1) применением масляного уплотнения посредством заполнения кожуха элек-
тродвигателя маслом под давлением (см. гл. XXIX); 2) заполнением кожуха
электродвигателя сжатым воздухом посредством компрессора, находящегося
па поверхности или сконструированного внутри насоса; 3) снижением напря-
жения; 4) установкой стакана из нержавеющей стали между статором и
ротором электродвигателя (экранированные электродвигатели); 5) нанесе-
нием изоляции, допускающей работу электродвигателя в воде.
Электродвигатели первых двух типов полностью изолированы от пере-
качиваемой жидкости посредством уплотнительного устройства. Электро-
двигатели остальных типов имеют специальную изоляцию, допускающую
работу статора и ротора в воде.
Следует отметить, что наибольшие трудности представляет изоляция
статора, находящегося под полным напряжением. Изоляция ротора, несущего
только индуктивный ток, не представляет особых затруднений.
Погружные электродвигатели второго типа имеют существенное пре-
имущество по сравнению с электродвигателями первого типа, так как для
заданного наружного диаметра они дают большую мощность и не требуют
сальника с уплотнительным устройством. Поэтому наибольшее применение
находят погружные насосы с экранированным электродвигателем, имеющим
стакан — экран — из нержавеющей стали, расположенный между статором
и ротором (рис. 170) или с электродвигателем со специальной изоляцией
(рис. 171).
Погружные насосы применяются для скважин сравнительно небольшого
диаметра (до 250 мм) и работают при п — 3000 об]мин.
Погружной трехступенчатый насос типа ПМНЛ-100 X 100 Гипрошахт-
стропмаша с изоляцией статора, допускающей работу электродвигателя
в воде, для следующих параметров: Q = 100 м3]час, Н = 100 м, п =
—2950 об/мин, общий к. п. д. установки 53%, мощность электродвигателя
45 кет-, общий вес агрегата (без кабеля) 396 кг, состоит из центробежного
насоса секционного типа и электродвигателя, валы их соединены жесткой
муфтой. Электродвигатель расположен внизу, а насос над ним (см. рис. 171).
Вода поступает через приемную сеткуг 6, расположенную между насосом
и электродвигателем. Опущенный в скважину насосный агрегат находится
под водой.
Корпус электродвигателя всегда заполнен водой, и во время работы
вода непрерывно циркулирует по обмоткам, охлаждая их и смазывая под-
шипники.
КОНСТРУКЦИИ ПОГРУЖНЫХ НАСОСОВ
263
Возможность работы электродвигателя
под водой достигается применением влаго-
непроницаемой изоляции на проводах об-
мотки статора, для которой непосредственное
охлаждение водой является непременным
условием. Изоляция обмотки статора выпол-
нена из полихлорвинилового кабельного
пластиката толщиной 1,1—1,2 мм.
Ротор представляет собой обычп\’ю*[«бе-
личью клетку».
Нижний подшипник 1 электродвигателя
состоит из стальной гильзы, в которую
запрессована втулка из древеснослоистого
пластика марки Б. Втулка состоит из двух
частей с распорным кольцом между ними.
Рис. 170. Погружной насос и
электродвигатель со стаканом
из нержавеющей стали.
1 — нагнетательный Гпатрубок; 2 —
направляющий аппарат; з — рабочее
колесо; 4 — приемная сетка; 5 —
верхний шариковый подшипник элек-
тродвигателя; 6 — статор; 7 — экран
(стакан из нержавеющей стали); 8 —
ротор; 9 — кожух электродвигателя;
10 — нижний шариковый подшипник
электродвигателя.
Рис. 171. Погружной
насос с электродвига-
телем со специальной
изоляцией.
1 — нижний подшипник;
2 — верхний подшипник;
<3 — упорная пята; 4 —
фильтр; 5 — пружинное
кольцо; 6 — приемная
сетка.
264
НАСОСЫ ДЛЯ ПОДАЧИ ВОДЫ ИЗ БУРОВЫХ СКВАЖИН
Пружинное кольцо предотвращает перемещение втулки в осевом направ-
лении. Втулки имеют канавки для водяной смазки.
В верхней крышке электродвигателя имеется верхний подшипник 2,
аналогичный по конструкции нижнему.
В нижней крышке электродвигателя установлена упорная пята 3, которая
воспринимает вес вращающегося ротора электродвигателя и насоса, а также
осевое усилие рабочих колес насоса. Упорная пята состоит из стального
корпуса, в котором помещается 10 сегментов из дрсвеснослоистого пластика.
Между сегментами по радиусам проложены стальные пластины толщиной
по 6 мм, образующие смазочные канавки, так как высота пластин на 4 мм
меньше высоты сегментов.
В центре нижней части корпуса упорной пяты имеется сферическое
углубление, которым упорная пята опирается на выпуклую сферу регулиру ни-
щего винта, что обеспечивает самоустанавливаипе. Регулирующий винт
также дает возможность регулировать осевой зазор между рабочими колесами
и секциями насоса.
Длительность работы электродвигателя в основном зависит от чистоты
воды, охлаждающей обмотки электродвигателя и служащей смазкой подшип-
ников.
Для обеспечения чистоты смазывающей воды ее пропускают через
двухслойный фильтр 4, который расположен в верхнем фланце насоса и пред-
ставляет собой кольцо с внутренним диаметром, равным диаметру напорного
патрубка. Внутренний слой фильтра имеет поры 0,02 мм\ внешний слой
имеет поры 0,04—0,05 мм. Фильтр изготовляется из мелкой бронзовой дроби:
в первом слое диаметр дроби 0,2 мм, во втором слое 0,4—0,5 мм.
Вода, нагнетаемая насосом, проходит внутри фильтра, при этом часть
ее просачивается через тело фильтра в полость за наружной поверхностью
фильтра. Отсюда вода поступает по смазочной трубке в нижнюю часть элек-
тродвигателя, омывает упорную пяту и сегменты пяты и, поднимаясь, смазы-
вает подшипники электродвигателя и охлаждает обмотки статора. Отрабо-
танная вода выходит из корпуса электродвигателя по зазору верхнего под-
шипника.
Ротор насоса состоит из вала из нержавеющей стали, на которой насажены
на призматических шпонках три рабочих колеса. Между рабочими колесами
расположены распорные втулки из нержавеющей стали, работающие в рези-
новых подшипниках. Над верхней втулкой вала пмеется пружинное кольцо 5,
фиксирующее положение всех втулок и рабочих колес относ ительно напра-
вляющих аппаратов.
Корпус пасоса состоит из секций, заключающих направляющие аппа-
раты и резиновые подшипники, смазыьаемые водой.
Следует отметить, что к. п. д. насосного ai регата снижается вследствие
дополнительных дисковых потерь на трение вращающегося ротора электро-
двигателя в воде.
ГЛАВА XXIX
ПОГРУЖНОЙ НАСОС ТИПА РЕДА
За последние 5 лет на наших нефтепромыслах для откачки нефти из
скважип широко применяют погружные центробежные насосы типа Рода.
Основными преимуществами этих насосов в сравнении с глубинными штан-
говыми насосами являются отсутствие колонны штанг, вызывающих частые
неполадки, и увеличение добычи нефти в высокодебитных скважинах. При-
ПОГРУЖНОЙ НАСОС ТИПА РИДА
26&
менение обычных глубинных насосов ограничено сравнительно небольшой
подачей.
Размеры обсадных труб и максимальная производительность скважин
при работе погружного насоса следующие.
Диаметр обсадных труб, дюймы . . 5V2 53Д 6в/8 (вес 11,6 кг) 6в/8 (вес 10,7 кг) 8в/в
Максимальная производительность скважин, м?[час ......... 9,5 12,5 16,2 30 64,5
Погружной насос типа Реда в основном состоит из трех узлов: многосту-
пенчатого вертикального центробежного насоса, уплотнительного устройства
и электродвигателя.
Уплотнительное устройство находится между
насосом и электродвигателем и предохраняет пос-
ледний от попадания в него перекачиваемой жид-
кости (рис. 172).
Каждый из узлов (насос, электродвигатель и
уплотняющее устройство) имеет самостоятельную
подшипниковую систему и вал. Валы соединяются
при помощи шлицевых муфт, секции корпуса насоса,
электродвигателя и уплотняющего устройства —
посредством фланцевых соединений.
Весь агрегат подвешивается и опускается в сква-
жину на колонне труб.
К электродвигателю подведен гибкий брониро-
ванный кабель, который опускается одновременно
с колонной труб и крепится к этим трубам при
помощи стальных поясов.
Жидкость поступает в насос через боковой
сетчатый фильтр, который находится между насосом
и уплотняющим устройством и выходит на поверх-
ность через трубы колонны. Насос состоит из
бронзовых литых рабочих колес и секций направ-
ляющих аппаратов, отлитых из чугуна.
Для подъема жидкости на высоту до 3600 м
число секций или ступеней в насосе равно 317.
Длина насосного агрегата в этом случае достигает
7,6 м. Рабочие колеса выполнены с лопатками ради-
ального типа с малым отверстием входа. Коэффициент
Ко [см. уравнение (8)] изменяется от 2,3 до 3,8 для
ns = 80 -г- 300. Однако ухудшение кавитационных
качеств несущественно, так как при эксплуатации рис 172 Схема элек-
погружных насосов всегда можно обеспечить на тропогружного насоса,
приеме насоса необходя мый подпор.
Рабочие колеса могут свободно перемещаться в осевом направлении
вдоль призматической шпонки. Рабочие колеса имеют возможность пере-
мещаться в пределах 1—2 мм осевого люфта ступени (рис. 173).
Между обработанными торцевыми поверхностями рабочих колес и на-
правляющих аппаратов установлены текстолитовые или резиновые шайбы,
которые служат одновременно уплотнением между ступенями, и воспринимают
осевое усилие каждого колеса, не передавая его на вал. Два радиально-упор-
ных шариковых подшипника принимают осевое давление вала вниз, а один
266
ПОГРУЖНОЙ НАСОС ТИПА РИДА
шариковый подшипник может принять давление вверх. На
случай выхода из строя шариковых подшипников на верх-
нем конце вала дополнительно установлена упорная шайба.
Электродвигатель обыкновенно помещается в нижней
части и наполняется трансформаторным маловязким маслом.
служащим для смазки и охлаждения.
Уплотняющее устройство является защитой электродви-
гателя от попадания перекачиваемой жидкости.
Ниже описывается принцип работы уплотняющего уст-
ройства (рис. 172).
Нижняя камера / заполнена тем же маловязким мас-
лом, что и полость электродвигателя, и соединяется с
камерой II трубкой. Камера III отверстиями в кожухе со-
единяется с внешним пространством. В этой камере ходит
поршень, отделяющий ее от верхней камеры IV. Камеры II
и IV заполнены специальным густым маслом и соединяются
друг с другом через кольцевое пространство между валом
и внутренней трубой. В камере III имеется сильная пру-
жина, которая давит на поршень, создавая дополнительное
давление в камере IV. Прп погруженном насосе в камерах
IV и II давление будет выше, чем в затрубном простран-
стве, на величину дополнительного давления от действия
пружины. Вся масляная система находится под давлением
благодаря действию, с одной стороны, пружины и поршня и,
с другой, — наличию гидростатического давления жид-
кости в скважине.
В случае утечки маловязкого масла из электродвига-
теля эта утечка компенсируется поступлением маловязкого
масла из камеры I, являющейся дополнительной емкостью
для маловязкого масла.
В результате утечек густого масла через сальник и
маловязкого масла через неплотности поршень перемещается
Рис. 173. Разрез рабочего колеса
и направляющего аппарата
меридиональной плоскостью.
вверх по направлению к го-
ловке уплотняющего устрой-
ства.
Для безаварийной работы
агрегата необходимо попол-
нение масляной системы
маслом прежде, чем поршень
дойдет до своего крайнего
верхнего положения и дав-
ление в системе снизится.
Погрд жные цептробсж-
ные электронасосы1 *, разра-
ботанные Особым конструк-
торским бюро Министерства
нефтяной промышленности
(рис. 174), характеризуются
Рис. 174. Насос
типа Рода в из-
носоустойчивом
исполнении
конструкции
ОКБ.
следующими основными па-
раметрами: диаметр корпуса насоса 92—124 мм, напор
200—1750 м, подача 30—800 м3]'~утки, к. п. д. 0,43—0,53,
межремонтный период при работе в скважинах с содержанием
1 Ляпков Н. Д. Анализ некоторых особенностей конструирования и эксплуа-
тации погружных центробежных электронасосов. Диссертация ВНИИ, 1956.
НАСОСЫ НА ОДНОМ ВАЛУ С ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕМ
267
песка до 0,01 % по весу — в среднем 8 месяцев. Число ступеней от 80 до 350,
длина агрегата до 11,5 м. Число оборотов 2850—2810 в минуту. Диаметр
обсадных труб скважин 86/8, 66/8 и 53/4". Особенностью гидродинамической
схемы ступеней погружных электронасосов этого типа является отсутствие
диффузорных каналов в направляющем аппарате, что обеспечивает минималь-
ный наружный диаметр насоса.
Сравнительно низкий к. п. д. электронасосов объясняется значительным
уменьшением механического к. п. д. вследствие наличия длинного сальника
(протектора), чрезмерного трения в радиальных опорах ступеней из-за гиб-
кости вала и трения контактирующей в осевом направлении ступицы рабочего
колеса и секции направляющего аппарата, а также потери на трение ротора
электродвигателя, вращающегося в трансформаторном масле.
Количество нефти, добытой погружными электронасосами в 1955 г.,
составляет приблизительно около 8% общей добычи механизированным
способом.
На рпс. 174 показана конструкция ОКБ износостойкого погружного
центробежного электронасоса для скважин с содержанием песка до 1%.
ГЛАВА XXX
НАСОСЫ НА ОДНОМ ВАЛУ С ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕМ
Большое применение в различных отраслях промышленности имеют
насосы, смонтированные на одном валу с электродвигателем; их применение
имеет тенденцию к дальнейшему расширению.
Электродвигатель выполняется с удлиненным валом, на который монти-
руется рабочее колесо насоса. Корпус насоса крепится посредством фланце-
вого соединения к раме электродвигателя. Такая конструкция представляет
собой дешевый, компактный насосный агрегат.
Подшипники электродвигателя служат одновременно подшипниками
насоса. Соединительная муфта между валом насоса и валом электродвигателя
отсутствует, так как рабочее колесо насоса смонтировано на валу электро-
двигателя.
На рис. 175, а показан одноступенчатый насос па одном валу с электро-
двигателем. Разгрузка давления на сальник и разгрузка осевых усилий
производятся посредством отверстий в ступице рабочего колеса. Для повы-
шения к. п. д. в насосах с нагнетательным патрубком диаметром более 100 мм
разгрузка давления осуществляется посредством разгрузочной трубы. Если
сальник насоса находится под вакуумом, то к фонарю сальника подводится
перекачиваемая жидкость под давлением нагнетания для исключения воз-
можности подсоса воздуха, а также для смазки и охлаждения вала и набивки.
Количество жидкости, поступающей в фонарь сальника, иногда регули-
руется вентилем.
Уплотнительная жидкость подводится к фонарю сальника: 1) при работе
насоса под вакуумом; 2) если величина давления на нагнетании менее 8 м\
3) при перекачке конденсата; 4) при работе с жидкостями, содержащими
абразивные част ицы: 5) при перекачке огнеопасных и ядовитых жидкостей
Б случаях 1, 2 и 3 используется перекачиваемая насосом жидкость,
а для случаев 4 и 5 уплотнительная жидкость подкачивается вспомогательным
насосом илп из центральной системы.
Корпус пасоса присоединяется к электродвигателю посредством адап-
тера. Фланец электродвигателя и адаптер пасоса имеют заточки, обеспечиваю-
щие центровку при сборке агрегата.
268
НАСОСЫ НА ОДНОМ ВАЛУ С ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕМ
Насосный агрегат на одном валу с электродвигателем можно устанавли-
вать в горизонтальном и вертикальном положениях.
Насосы на одном валу с электродвигателем изготовляются для произво-
дительности Q с 80 л]сек и напоров Н С 100 м. Насосы на одном валу
с электродвигателем изготовляют также с двумя колесами.
а
Рис. 175. Одно-
ступенчатый насос
на одн'-'м валу с
электродвигате-
лем.
а — сальниковое
уплотнение; б — тор-
цевое уплотнение.
Для разгрузки осевого давления всасывающие отверстия рабочих колес
двухступенчатого пасоса направлены в противоположные стороны.
Насосы на одном валу с электродвигателем выполняются также с тор-
цевыми уплотнениями. В этом случае агрегат более компактен (см. рис. 175,6).
СХЕМА РАБОТЫ
269
ГЛАВА XXXI
НАСОСЫ ДЛЯ ЛЫГИСТРАЛЬЫЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
Схема работы
Развитие электрификации в СССР вызвало применение центробежных
насосов с электрическим приводом. Кроме того, с увеличением пропускной
способности нефтепроводов единственно возможным типом насосного обору-
дования стали центробежные насосы как наиболее компактные, падежные и
обладающие высоким к. п. д.
По трубопроводам перекачиваются две категории продуктов: сырая нефть
и нефтепродукты.
Насосы для трубопроводного транспорта нефтепродуктов на дальние рас-
стояния нормально работают при давлениях 60 -4- 64 ати. Величина давле-
ния ограничивается прочностью труб. Производительность насосов в зависи-
мости от диаметра трубопровода обыкновенно в пределах 100—1100 м3]час.
Имеются отдельные установки производительностью до 2200 м3]час. Для меж-
промысловой перекачки сырых нефтей применяют насосы небольшой произво-
дительности. Наиболее экономичной установкой для магистральных нефте-
и продуктопроводов является агрегат, состоящий из двух или трех насосов,
работающих последовательно, и дополнительного насоса, служащего резерв-
ным к основным.
Приводом для насосов служит в основном электродвигатель во взрыво-
безопасном исполнении, работающий при 3000 об)мин, или стандартный элек-
тродвигатель, присоединенный к насосу через сальник, находящийся в стене
помещения, которая отделяет помещение насосной от помещения с электро-
двигателем. Иногда применяют электродвигатели, в которые воздух нагне-
тается компрессором (см. гл. XXXIV).
Конструкция
Насосы для магистральных трубопроводов для производительности
Q < 300 м3]час обыкновенно выполняются с четырьмя, пятью и шестью сту-
пенями и предназначаются для работы прп давлении 60 — 64 ати.
Рабочие колеса для производительности Q < 200 м3/час выполняются
с односторонним всасыванием, а для Q 200 м3]час — с двусторонним всасы-
ванием, хотя в последнем случае не исключена возможность применения ко-
леса с односторонним подводом жидкости, так как насосы работают с под-
пором.
Для Q > 300 м3]час с целью увеличения к. п. д. рекомендуется при-
менять насосы с колесами двойного всасывания для всех ступеней. Кроме
того, чтобы не увеличивать чрезмерно вал и втулки колес, число ступеней
насоса ограничивают двумя. В этом случае установка состоит из трех двух-
ступенчатых или одноступенчатых насосов двойного всасывания, работающих
последовательно.
Такая установка дает большую гибкость кривой Q — Н при последова-
тельной работе насосов, что бывает необходимо прп изменении вязкости нефти
в зависимости от времени года, а также при перекачке нефтепродуктов различ-
ного удельного веса. При перекачке нефтепродуктов удельный вес при изме-
нении продукта значительно колеблется. Так, например, если удельный вес
бензина равен 0,74, то удельный вес дизельного топлива равен 0,86. Если
насос создает напор, равный 750 м столба жидкости, то для воды это будет
соответствовать давлению 75 ат, для бензина 75 • 0,74 = 56 ат, а для дизель-
ного топлива 75 - 0,86 = 64 ат. Очевидно, чтобы поддерживать в трубопро-
270
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
воде максимальное давление, например, 64 ат, при перекачке разных продук-
тов необходимо обеспечить регулировку насосного оборудования, что воз-
можно достичь различными комбинациями работы насосов.
Если нефтепродукт поступает из резервуара, то на всасывании устана-
вливается одноступенчатый насос двойного всасывания, работающий при
п — 1450 или 960 об]мин, или вертикальный насос артезианского типа. Этот
насос создает необходимый подпор для высокооборотных головных насосных
агрегатов.
Рис. 176. Совмещение характеристики насосов 10НД-10Х2 (п = 2950 об /мин) ироду кто-
провода 0 16” (бензин у = 0,74 т/м3, v = 0,01 см2/сек} дизельное топливо у =
= 0,86 т/м3, v = 0,18 см3/сек.).
Прп перекачке нефти и нефтепродуктов насосы потребляют большое ко-
личество электроэнергии, поэтому необходимо:
1) выбирать конструкцию насосов с максимальным к. п. д. в рабочей
зоне;
2) обеспечить максимальную гибкость характеристик Q — Н, чтобы
иметь полную загрузку пефте-продуктопровода до максимального расчетного
давления;
3) обеспечить эффективную регулировку насосов при изменении вязкости
п( фти в различные времена года.
Учитывая все эти особенности, Гипропефтемаш разработал параметры
насосов и схемы работы для Q = 500, 750, 1100, 1600 и 2200 л<3/чсс.
На рис. 176 показаны совмещенные характеристики насосов 10НД-10х2
производительностью 750 м3/час и продуктопровода для различных нефте-
продуктов.
Корпус многоступенчатого насоса выполняется с горизонтальным разъ-
емом, всасывающий и нагнетательный патрубки пасоса находятся в нижней
половине корпуса. Верхняя половина корпуса крепится к нижней посредством
шпилек, располагающихся двумя рядами. Один ряд шпилек предназначен
КОНСТРУКЦИЯ
271
для крепления обеих половин корпуса, второй располагается в местах пере-
водных каналов, всасывающих камер и нагнетательных спиралей для предот-
вращения перетока жидкости между рядом расположенными ступенями.
Нагнетательные спирали каждой степени для насосов для подачи до,
300 ма{час повернуты на 180е по отношению друг к другу для уравновешива-
ния радиальных сил. При наличии первой ступени с колесом двойного всасы-
вания нагнетательная спираль первой ступени выполняется для уравновеши-
вания радиальных сил с двойной спиралью.
Вал насоса перед входом в рабочее колесо образует плавный переход во.
всасывании. Гильзы вала, защищающие вал от износа, имеют сальники для
предотвращения протока продукта между валом и гильзой.
Рабочие колеса выполняются с лопатками двоякой кривизны, так как на-
сосы для магистральных нефтепроводов нормально имеют удельную быстро-
ходность ns = 90 4- 120.
Уменьшение щелевых утечек достигается уплотнительными кольцами
лабиринтного типа. Уплотнительные кол! ца корпуса для уменьшения пере-
тока между каналами входят в канавки обеих половин корпуса. Чтобы предот-
вратить проворачивание уп, ютнительных колец в корпусе, бу ртики, входящие
в канавки корпуса, делаются двух радиусов, причем фланец насоса является
упором для стационарного уплотнительного кольца (см. рпс. 3). Одним из са-
мых слабых мест установки двух центробежных насосов, работающих последо-
вательно, является уплотнение высоконапорвых сальников второго насоса.
Особенно важное значение имеет герметичность сальников при перекачке
светлых нефтепродуктов вследствие недопустимости потерь дорогостоящего
продукта, с одной стороны, и пожарной опасности, с другой.
Кроме того, продукты испарения, проникающие в насосное помещение
вследствие протекания продукта из сальников наружу, вредны для обслужи-
вающего персонала.
Поэтому в насосах 8НД-10Х5 были запроектированы одинарвые торце-
вые уплотнения. Эти уплотнения оправдали себя в длительной эксплуатацион-
ной работе и доказали свое преимущество перед сальниками с мягкой набив-
кой как в отношении герметичности уплотнения, так и сниж» пия эксплуата-
ционных расходов. В настоящее время на всех насосах для магистральных
трубопроводов сальниковые уплотнения заменяются торцевыми.
Конструкция торцевого уплотнения насоса 8НД-10Х5 состоит в следую-
щем. Сальниковая камера заглушена крышкой, в которой установлена брон-
з овая неподвижная втулка (марки БрОС-5-25) на эластичном масло-бепзостой-
ком резиновом кольце (марки ВИАН 103).
На валу установлена вращающаяся втулка, на торцевую поверхность ко-
торой наплавлен слой сормайта. Давление жидкости в сальниковой камере
удерживает в контакте тщательно притертые торцевые поверхности неподвиж-
ной и вращающейся втулок, на которых и достигается герметичность уплотне-
ния. Эти поверхности смазываются перекачиваемой жидкостью, причем утечка
в количестве нескольких капель в минуту создает хорошую смазку.
Уплотнение выполнено балансированным: удельное давление на уплот-
няемых поверхностях в 2,5 раза меньше давления жидкости в сальниковой
камере. Контакт между уплотняемыми поверхностями в случае снижения
давления при остановке насоса, а также компенсация износа этих поверхно-
стей в аксиальном направлении обеспечиваются пружиной. Для устранения
утечки между вращающейся втулкой и гильзой вала установлено уплотни-
тельное эластичное кольцо из масло-бепзостойкой резины ВИАМ-103. Это
кольцо и соответствующие зазоры между гильзой и вращающейся втулкой
обеспечивают некоторую гибкость последней в радиальном направлении
7 епло, выделяемое трущимися поверхностями уплотнения, отводится цирку-
272
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУНТОПРОВОДОВ
ляцией перекачиваемого продукта. Кроме того, предусмотрена водяная ру-
башка вокруг камеры сальника и подводка холодной воды в крышку сальника
(рис. 3 и 205).
Примерный расчет
Требуется рассчитать пасос для магистрального трубопровода по следую-
щим денным: производительность Q = 300 м3]час, напор Н = 60 ати, объем-
ный вес у = 750 кГ]м3, кинематическая вязкость при 30° v = 0,01 см2]сек,
число оборотов п = 2950 об]мин.
Принимаем схему работы установки: два насоса работают последовательно
третий насос резервный. Тогда каждый пасос должен удовлетворять следую-
щим условиям: Q = 300 м3/час = 83 л]сек', Н = 30 ати или Н = =
= 400 м ст. жидкости; п = 2950 об]мин.
Определяем необходимое число ступеней насоса.
Принимаем предварительно для всех колес удельную быстроходность
ns = 100, так как для данного значения ns получаем одновременно как высо-
кий гидравлический к. п. д. насоса, так и небольшое число ступеней.
Тогда напор, создаваемый одним колесом,
„ « 2950 /7083 V 8 ,пп
Н = I 3,65----------J = 100 м,
\ 100 /
а число ступеней насоса
Однако вследствие большой производительности насоса для улучшения
его всасывающей способности делаем колесо первой ступени с двусторонним
тогда напор, создаваемый колесом первой ступени при
всасыванием,
п = 100
о
Если принять конструкцию насоса с четырьмя ступенями, то согласно
расчету полный напор насоса определится величиной
Н = 61 + 3 • 100 = 361 м,
что является недостаточным. Кроме того, конструкция насоса с одним колесом
двустороннего входа и с тремя колесами одностороннего входа несимметрична,
а потому выбираем конструкцию пятиступенчатого пасоса.
Принимаем за модельное колесо рабочее колесо насоса бНДс, расчет кото-
рого дан в примере 2 (см. гл. 5).
Характеристики этого колеса при Z)2 = 242 мм и п = 2950 об]мин сле-
дующая.
О на одну сторону,
л/сек ...................
II, м....................
«7, % ...............
10 20 30 35 40 45 47,5 50 60
80 78.5 75 72,5 69,5 65 63 60 45,5
39 61 73 76,5 79 80 80 79,5 70,5
Основные размеры модельного колеса: — 242 мм, De = 115 мм,
Г)^ = 44 мм и Ь2 = 15,8 мм па одну сторону колеса.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
273
Для колеса первой ступени для улучшения всасывающей способности,
т. е, для повышения Скр, производим пересчет не по производительности, соот-
ветствующей оптимальному к. п. д., а по Q, несколько меньшей нормальной,
а именно Q = 44 л!сек, Н — 65,8 м и ц = 79,5%.
Коэффициент пересчета для колеса первой ступени
Принимаем для колеса натуры DBT = 85 мм. Для модельного колеса
эквивалентный диаметр всасывающего отверстия колеса определяется вели-
чиной
^экв = К^е-^т = Г1152 —442 = 106 мм.
Для колеса первой ступени эквивалентный диаметр всасывающего от-
верстия колеса равен
Д>экв = 106 • 0.98 = 104 мм
и диаметр входа в колесо при DBT = 85 мм
D', = 1Л ре2эив + ^ = 1 Ю42 + 852 = 134 мм.
Коэффициент пересчета с модельного колеса бНДс
D'e 134 _ . ,дг
К De — 115 ""
Производительность колеса натуры
Q' = K'3Q = 1,1653 • 44 = 69 л/сек.
Высота напора колеса натуры
И' = К'*Н = 1,1652 65,8 = 89 м.
Для получения /)вт = 85 мм и уменьшения производительности необхо-
димо обузить колесо.
принимаем коэффициент обучения К" = 0,7.
Тогда после обучения колеса производительность
Q" = yic'Q' = /6У • 69 = 57,7 л/сек.
Высота напора, развиваемого колосом натуры,
Н” = V К"Н' = V 0,7 • 89 = 79 м.
Коэффициент полезного действия колеса натуры
7)"' = уТУ~ = ^6У 7) = 70,6%.
Так как для колеса первой ступени требуются меньшие производитель-
ность и напор, то следует обточить внешний диаметр колеса, причем коэффи-
циент обточки принимаем К'" — 0,834. Тогда производительность колеса
натуры
Q'" = K"'Q” = 0,834 • 57,7 = 48 л/сек.
18 Заказ 234.
274
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И И 1'ОДУКТОПГОВОДОВ
Высота напора, ра >виваемого колесом натуры,
Я"' = К'"2НП = 0,8342 79 = 55 м.
Таким образом, для пересчета характеристики с модельного колеса па-
соса бНДс на колесо первой ступени натуры имеем следующие коэффициенты
пересчета:
Q"'=K'a\ К" K"'Q - 1,1654 б?7-0>834(2 = 1,11(2;
Н'" = К'*\ К" К"'2Н= 1,1652] б/7~-0,8342Я = 0,84Я;
т]" — ], К" т} 1 0,7 7] — 0,888 т].
Некоторое уменьшение напора колеса первой ступени мы можем компен-
сировать увеличением напора в последующих ступенях.
В этом пересчете принимается, что объемные потери, потери на дисковое
трение, а также потери на трение в подшипниках и сальниках в процентном
отношении остаются неизменными. Составляем табл. 19 для Q"', Н'", N”'
и rf" для колеса первой ступени.
Таблица 19
Результаты пересчета для колеса первой ступени
Q'"/2, л/сек .... 0 11,1 22,2 33,3 38,9 44,4 50 52,6 55,5 66,6
Н'", м 67,2 67,2 66 63 61 58,5 54.6 53 50,4 38,2
7), % 0 36,6 55,6 65,9 69,0 71,1 72,0 72,0 71,5 63,7
Q"', мя1час .... 0 80 160 240 280 320 360 380 400 480
7V, л. с. (при 7=1,0) — 54,4 70,2 85,0 91 6 97,5 101 1037 104,4 106,7
При определении величины к. п. д. введена поправка на шероховатость
согласно главе IX, уравнение (74), откуда
/ 1 '°’2 / 1 \0’2 ,,,
= 1 — (17165 • + ( 1,165 )
и
= 0,97^"' -f- 0,05.
По данным табл. 19 строим характеристику колеса (рис. 177). Оптималь-
ный режим колеса согласно характеристике Q = 360 м3)час = 100 Л1ак,
Н = 54,6 м и 7} = 12%, откуда удельная быстроходность колеса
3,65 2950 К0,050
=---------з ------
8 54J 4
Допу«тимая высота всасывания по формуле
/ г ~ \ ^/з
яа-ян = НШ . 10.
'-'кр J
Принимаем СКр = 900, Яр =760 мм рт. ст. или
„ 0,760 13,6 ,.. о
Яо =------отд--= 13,8 м ст. жидкости-
ПРП МЕ1 НЫП РАСЧЕТ
275
Упрегссть парсв бензина при / = 30 — 40
,, 9пп 200 13,6 „
Щ ~ Д)О мм рт. ст. = -р-=- ..jur = 3,b м ст. жидкости;
и, / О • 1UUU
4/з
На-Н8 =
900
10 = 5,8 м ст, жидкости;
На - 13,8 — 3,6 = 10,2 м ст. жидкости
Основные размеры колеса первой ст,пени: D2 = 235 мм, De = 134 мм',
из конструктивных соображений принимаем Лвт = 83 мм и Ь2 — 15 мм
(на одну сторону). Ширина Лопатки Ь2 пересчитывалась с сбрезеишго
колеса.
Переходим к расчету колеса для второй, третьей, четвертой и пятой сту-
пепей. Принимаем за модельное колесо рабочее колесо насоса 6НДс, пересчет
производим по точке Q = 49 л!сек, Н. =61,5 м, = 80%, тогда коэффициент
пересчета
К =
_£>йт
1 'мод
-iV 0.083
V 71,049
1,185.
Эквивалентный диаметр входа колеса натуры
^еэкв = 1,185-106 = 125,6 мм.
Диаметр втулки колеса натуры принимаем DBT — 88 мм. Диаметр входа
колеса натуры
DJ = ] 125,62 + 88- - = 153,1 мм.
18*
276
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУНТОПРОВОДОВ
Округлим это значение в сторону уменьшения, т. е. примем D,’ =
= 152 мм, чему соответствует эквивалентный диаметр
Л'экв = К1522 — 882 = 123,9 мм.
Коэффициент пересчета с колеса насоса бНДс
Отсюда производительность колеса натуры
Q' = K'3Q = 1,3213 49 = 112,5 л/Сек.
Высота напора, развиваемого колесом нату ры,
Н' = К'*Н = 1.3212- 61,5 = 107,5 м.
Для получения DBT = 88 мм обужаем колесо натуры. Коэффициент
обужения принимаем К" = 0,78.
После обужения производительность колеса натуры]
Q" =]</F<2'==/0J8-112,5 = 99 л/сек.
Высота напора, развиваемого колесом натуры,
Н" = Н'\= 0778 • 107,5 = 99 м.
Коэффициент полезного действий колеса натуры
г" = J/77 71 = Д/оТта- 80 = 73%.
Для уменьшения производительности и напора до заданных значений
обтачиваем внешний диаметр колеса. Принимаем коэффициент обточки К'" =
= 0,938. Тогда производительность колеса натуры
Q " = К'" Q" = 0,938 • 99 = 93 л/сск.
Высота напора, развиваемого колесом натуры,
Н'" = К'"3 Н' = 0,938 2 • 99 = 86,5 м.
Таким образом, для пересчета характеристики с модельного колеса на-
соса бПДс для колес второй, третьей, четвертой и пятой ступеней имеем окон-
чательно следующие коэффициенты пересчета:
Q'" = К'3 VK*K"'Q = 1,321s K0J8-- 0,938= 1,915 Q;
Н'" = К'3 \г 1СК"'Ч1 = 1.3212 |/б?78 - 0,9382Я = 1,415 Я;
71 " = V~KJ' 71 = Ко?78 7! = 0,9217].
Основные размеры колес второй, третьей, четвертой и пятой ступеней.
Dz = 300 мм, De = 152 мм, DBT = 88 мм и bz = 17 мм. Ширина ло-
патки bz пересчитывалась с обрезанного колеса.
Однако пересчет к. п. д. требует дополнительного расчета. Модельное ко-
лесо насоса бНДс является колесом двустороннего входа, в то время как ко-
примерный расчет
277
леса второй, третьей, четвертой и пятой ступеней проектируемого насоса
должны быть с односторонним входом, и для этой цели в качестве модели при-
нята половина колеса насоса бНДс.
Исходя из этого потери на дисковое трение для проектируемых колес
увеличатся более чем на 100% по сравнению с потерями для колеса с дву-
сторонним входом, так как наружный диаметр дисков, а также число дисков,
вращающихся в жидкости, для модельного колеса с односторонним входом
остается неизменным, а полезная мощность уменьшается в два раза по сравне-
нию с колесом двойного всасывания. Кроме того, потери на утечки также уве-
личиваются вследствие уменьшения производительности для одностороннего
колеса по сравнению с двусторонним.
Проанализируем увеличение потерь для колеса с односторонним входом.
Определяем мощность, затрачиваемую на дисковое трение (см. гл. XIII)
при у = 1. Для этого определяем число Рейнольдса для модельного колеса
насоса бНДс:
Re = = 3,14 до-9-5^-— - 90,5 10®;
60 v 60 0,01
далее
3,14 0,242 2950 ,
и2 = -----Lg()--- =37,5 л сек;
по уравнению (99)
Л/Д.т = 0,021-0,2423 -10°°- —=о,87 кГм
9,81 2 (90,5 • 105) /в
и мощность
,т 0,87 - 2950 о с
^•т== 716.2 =3’6 Л' С-
Полезная или гидравлическая мощность при 2Q = 98 л/сек, Н =
= 61,5 м и г) = 80% для модельного насоса
,, yQH 1,0 98 61,5 Qn „
7Vr = ~= ——7r----------= 80,0 л- с-
• о /о
Коэффициент потерь на дисковое трение
н - 8О'° - О 96
™-T 7Vr+/Vn т ~ 80,0 + 3,6 и,У
Для колеса натуры с односторонним всасыванием число Re
Rc — 3,14 • 2950 - ЗО3 _ 5
60-0,01 — и
Окружная скорость
3,14 -0,3-2950 ,
и2 =------pg------- = 46,4 м/сек.
Момент дискового трения
Л/д. т = 0,021 0,32 ---—— = 2,3 кГм
981 2 (139 - 105)1/s
и мощность
_ 2.3 - 2950
“ "710,2 -=9’45 С-
278
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
Гидравлическая мощность при Q — !'3 л/сек и Н = 86,5 м
=>*-^ = Ю7 л. с
^коэффициент потерь на дисковое трение
' = Ю7,0 _
%-T 107,0 + 9,45 —0,9“3
Отсюда получаем коэффициент уменьшения к. п. д. колеса натуры
вследствие увеличения потерь на дисковое трениег
_ 0,923 „ пдг
Лд. т — - о9С- — 0,96о.
Для определения потерь на утечки пользуемся у равнением (91)
главы XII:
(?у = СуЛ I 2^77?.
Для модельного колеса насоса бНДс получаем величину утечки
Qy = 1,30 л ’<-ек.
Исходя из утечки Qy = 1,30 л'еек об семный к. п д. насоса бНДс
’/о = 2+q“ = “98 + 2,0 100 = 98,0%-
Для колеса натуры для второй, третьей, четвертой и пятой ступеней не-
обходимо учесть величину всех утечек, а именно утечку из нагнетательной
камеры во всасывающую, утечку между ступицами колеса, утечку в промежу-
точной (средней) втулке корпуса п, наконец, утечку в разгрузочном устройстве
сальника (см. рис. 3).
Утечка из нагнетательной камеры во всасывающую в лабиринтных коль-
цах при зазоре х = 0,35 мм и Ds = 188 мм
Qy’ = - 0,24 л-0,188-0 00035 I 2ё+Т8’5Д-= 0,0017 л3/сск = 1,7 л/сек.
Утечка в плоских кольцах ступицы колеса при s = 0,25 мм и 7)3 =
= 135 мм
Qy" = 0,3 я .0,135-0,000251 2g-0,7-86,5 =0,0011 ж3/сек=1,1 л [сек.
Утечка в промежуточной (средней) втулке корпуса при s = 0,12 мм,
Da =115 мм
Qy = 0,2 л 0,115 -0,00012] 2g • 2 • 86,5 = 0,0006 мР/сек = 0,6 л/сек
Утечка в разгрузочном устройстве для первого насоса нри s = 0,12 мм
и Z>3=115 мм
Qy" = 0,2 л -0,115 -0,00012] 2g-86,5 = 0,0004 щ3/сск = 0,4 л/сек.
Для второго пасоса при последовательном соединении насосов давление
перед разгрузочным устройством сальника на напорной стороне
Р = 5 • 86,5 = 432,5 м и утечка в разгрузочном устройстве для второго на-
соса
Qy" =0,2л-0,115-0,00012 ] 2g-432,5 =0,0008 м>/сек = 0,8 л/сек.
примерный расчет
279
Суммируем утечки в первом насосе для четырех колес-
/у = 4(2/ + 2Qy" + <?/" + <?/"' = 4 -1,7 + 2 -1,1 + 0,6 + 0,4 = 9,0 л/сек.
Средняя утечка на одно колесо
<2У = = 2,2а л'еек
Объемный к. п. д.
*7° = 93-f-2,25 Ю0 = 97,5%.
Коэффициент уменьшения к. п. д. колеса натуры вследствие увеличения
потерь на утечку
Пренебрегая изменениями механических потерь на трение в сальниках и
подшипниках, окончательное уменьшение к. и. д. колеса натуры по сравне-
нию с колесом модели следующее:
т] = Кп, TKot]'" = 0,965- 0,99/" = 0,955/".
Все данные пересчета для колеса второй, третьей, четвертой и пятой сту-
пеней сводим в табл. 2Q. Мощность подсчитываем по формуле
v 270??'
Л. С.,
где у = 1,0 для воды; Q"'—производительность в м^чам.
При определении величины к. и. д. вводим поправку на шероховатость
согласно главе IX, у равнение (74):
/ 1 / 1 .г,
Г/1 = 1 — \Т32Г) + \ 1,321 72
= 0,945 vf" + 0,055.
Таблица 20
Результаты пересчета для колес второй, третьей, четверто! и пятой ступеней
О'", л]сек . ... . 0 19,2 38,3 57,5 67 76,6 86,2 91 95,7 114,9
Н ", м 113.2 113.2 111 106 102.6 98,3 92 89,1 84,9 64,4
Q'", ..... и 69 136 207 241 276 310,5 328 344,5 413
Ч. % 0 37,9 56,3 66,2 69,2 71,0 72,0 72,0 71,7 64,3
Л. л. с — 76,4 100,8 122.7 132,2 141,5 147,0 150,5 151,0 153,2
280
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И НРОДУНТОПРОВОДОВ
По данным табл. 20 строим характеристику колеса (рис. 178).
Оптимальный режим колеса Q = 300 м3]час, Н — 94 м, г] = 72,5%.
Тогда удельная быстроходность колеса
Рис. 178. Характеристика колес второй, третьей, четвертой и пятой
ступеней; п = 2950 об/мин.
Для определения полной характеристики насоса для каждого значения
производительности Q суммируем величину высоты напора и мощности для
колеса первой ступени и остальных четырех ступеней и составляем табл. 21
для пятиступенчатого насоса.
Коэффициент полезного действия насоса подсчитываем по формуле
т? = "ЭТОТУ’ 100%-
Таблица 24
Результаты пересчета для насоса 8НД-10 X 5
Q, JHs/v<ZC 0 50 100 150 200 250 300 350 400
Н колеса' первой ступени, м Н на одно колесо для вто- рой, третьей, четвертой и 67,2 67,2 67 66 64,6 62,5 59,7 55,5 50,4
пятой ступеней, м ... Н для четырех колес второй, третьей, четвертой и пя- 113,2 113,2 112,5 110,5 107 102 94,5 83,5 69
той ступеней, м .... 452,8 452.8 450 442 428 408 378 334 276
Н для пяти ступеней, м N колеса первой ступени, 520 520 517 508 492,6 470,5 437,7 389,5 326,4
л. с -ZV на одно колесо второй, третьей, четвертой и пя- — 56,5 58,3 68,0 77,6 86,5 94,5 100,5 104,4
той ступеней, л. с. ... ТУ для четырех колес вто- рой, третьей, четвертой и — 72,2 87,5 104,2 120 137,5 146 151,5 153
пятой ступеней, л. с. . . —— 290 350 416,8 480 538 584 606 612
ZV для пяти ступеней, л. с. •— 300,5 408,3 484,8 557,6 624,5 678,5 706,5 716,4
V, % 0 28,3 46,9 58,3 65,5 70,0 72,0 71,4 67,5
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
281
По данным табл. 21 строим характеристику всего насоса. Из сводной
характеристики получаем оптимальный режим насоса: Q = 300 мй/час,
Н = 438 м, т] = 72,0% и N = 678 л. с. (рис. 179).
При перекачке бензина удельного веса 0,75 высота напора If = 32,9 ати,
т. е. несколько больше заданной (II = 30 ати для одного насоса). Однако
оставляем напор с некоторым запасом, так как в случае необходимости посред-
ством обточки колеса на 3% можно получить требуемую высоту напора II =
= 30 ати при Q = 300 мъ/час. Небольшой запас в напоре может оказаться
необходимым при перекачке вязких нефтепродуктов.
При перекачке нефтепродуктов различных вязкостей необходимо произ-
вести соответствующий пересчет характеристик с учетом вязкости. Приводим
расчет всасывающей спирали.
Рис. 179. Сводная характеристика насоса 8НД-10Х5; п = 2950 об /мин.
Всасывающая спираль первой ступени- Расчет проведем для оптималь-
ного режима данного колеса, а именно: Q = 360 мъ/час = 100 л/сек, Н —
= 54,6 м. Скорость входа в колесо, учитывая двусторонний подвод и при-
нимая объемный к. п. д. »70 = 0,97,
с.~ —*---------= awz-ftW- =вл
-f (0.134^0,0654
Скорость во всасывающей спирали
Свс = 0,8 се — 0,8-6,1=4,90 м/сек.
Площади сечения:
-<vm = 40Jl^lW=52.6
= 7/в- 52,6=46,1 сж2; Лу1 = 3/4 • 52,6=39,5 см?;
an = s/8- 52,6=32,9 см?; = i/2-52,6=26,3 см?;
Лш = з/8.52,6=19,75 см?; Лп = 1/4-52,6=13,15 см?;
= х/8 • 52,6=6,6 см?.
282
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И НРОДУНТОПРОНОДОВ
Для сечения IX — IX свс' = 0,82 4,9=4,0 м/сек и площадь
Лтх тх = Ю02=250 см2.
1л— 1л 4, U
Расьрытпе спирали для колеса ng = 118 по графику рпс. 54 вс =
=3,55. Тогда
7?уш = (3,55—1) = 171 мм; Л1у = 0,75 Луш = 128 мм;
А ~ 0,6 /?уп! = ЮЗ мм, _______IX = 1,5 7?Ущ — 256 мм.
Скорость во всасывающем патрубке прп D = 200 мм
0,100 „ 9 ,
с = = 3,2 м сек.
-П. 0.22
41
Всасывающая спираль второй, третьей, четвертой и пятой ступеней.
Производим расчет для оптимального режима Q — 300 мР/час = 83,3 л/сек,
И =94 м, т] =72,5%. Прп найденном значении объемного к. п. д. % =
=97% расчетная производительность выразится величиной
83,3 ,
(? = Д97 = 86 Л^СК'
Скорость входа в колесо
О’ 0,086 _ ,,
с, = -----s-------- =--------------- = /, 14 mJcck.
(Ч2-ЛвЛ (0,152*—0.0882)
Скорость во всасывающей спирали
сзс = 0,8 с, = 0,8 • 7,14=5,7 м/сек.
Площади сечения спирали:
A vni = 1/2 75,5 см2; AV11 = 7/8 - 75,5=66,1 см2;
Ну} = 3/4• 75,5= 56,6 см2; Aу = 6;8-75,5=47,2 см2;
Av = %!• 75,5=37,8 см2; Аш = 3/8- 7.>,5=28,3 см2;
Лц = % • 75,5=18,9 см2; = %• 75,5=9,45 см2.
Раскрытие спирали для колеса при ng = 103 по графику рис. 54
А>. вс = 3,55. Тогда
/?vni = (А- вс - 1) = Ц2 (3,55-1) = 194 мм,
R1V = 0,757?Vm = 145,5 мм;
Ro - 0,6 7?Уш = 116,5 мм;
Ax-tx = 1’5/?viii- 291 леи.
ПРИМЕРНЫ!! РАСЧЕТ
283
Расчет нагнетательной спирали первой ступени Q = 100 л/сек, Н =
—54,6 м.
Скорость в улитке для пв == 118 по графику рис. 54 при Кс = 0,37.
сс = Кс] 2g Н -- 0,37 | 2g - 54,6 = 12,1 м/сек.
Для уравновешивания радиальных сил в спиральном отводе принимаем
конструкции с двойной улиткой; тогда площади сечений улитки следующие:
Л1у = - 1002 = 41 с.«3; = з/4 Л1у = 30,7 см2;
лп = 1/а лп, = 20,5 см2; Jj - V4 HIV = 10,2 см2.
Диаметр начальной окружности прп Кнач = 1,08 (см. рис. 54)
2)нач = KHa4D2 = 1,08-235=254 мм.
Расчет нагнетательной спирали второй, третьи!, четвертой и пятой сту-
пеней Q = 83,3 л/1вк, Я = 94 м.
Скорость в \ литке, принимая для ns = 103 по графику рис. 54 Кс — 0,38,
сс = 0,38 ) 2g- 94 = 16,3 м/сек.
Площади сечений нагнетательной спирали для колес второй, третьей,
четвертой и пятой ступеней:
Ю02=51,0 см2; Avn =’/8-51,0=45 см2;
Лу1 = з/4-51,0=38 см2; Лу = 5/8-51,0=32 см2;
Л1у = Va' 51,0=26 см2; Аш = з/8.51,0=19 см2;
Аи = i/4- 51,0 = 13 см2; At = Vs' 51,0=6,5 см2.
Диаметр начальной О1.р\жно<тп для п& = 103 равен 1,08 D2.
Раскрытие спирали при Кр = 1,85 для = 103 дает
1,85^ 3^4
ТГуш = ЮО мм.
Рабочие колеса, рассчитанные выше, изображены на рис. 180 и 181.
На рис. 182—186 изображены всасывающие каналы, а на рис. 187 и 188—
соответственно на 1 летательные спирали первой и пятой ступеней.
Расчет па прочность. Согласно характеристикам (см. рпс. 179) произ-
водительность одного пасоса Q = 300 м3/час при высоте напора Н = 438 м;
для двух насосов, работающих последовательно, высота напора Н = 876 м,
что при удельном весе нефтепродукта у - = 0,75 составляет II = 65,5 кГ/см2.
Однако вследствие возможности перекачки нефтепродуктов удельного веса
у = 0,91 развиваемая насосами высота напора может достигнуть величины
Н — 80 кГ/см2. Поэтому необходимо вести расчет па прочность для условного
давления Ру = 80 кГ/см2.
284
НАСОСЫ ДЛп МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФ1Е- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
Рис. 180. Рабочее колесо первой ступени (модельные сечения).
Корпус насоса. Принимаем материал — модифицированный чугун
марки МСЧ-32-52 по ГОСТ 2611-44.
Толщина стенки корпуса
где Р — расчетное давление, Р = 80 кГ]см2\ D — максимальный внутренний
диаметр корпуса, измеряемый по нагнетательной спирали, D — 47 см\ Rz —
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
285
Ш------------1
-------------На
Рис. 181. Рабочее колесо второй, третьей, четвертой и пятой ступеней (модельные сече-
ния).
допускаемое напряжение на растяжение; корпус насоса представляет собой
цилиндр переменного диаметра, усиленного поперечными стенками перевод-
ных каналов; поэтому принимаем более высокое значение для напряжения
на растяжение — Rz = 650 кГ1см2\ С — прибавка на коррозию; берем С —
= 4 мм.
Подставляя эти величины, имеем
s = 2 +0,4=3,1+0,4=3,5 см.
л•оаи—ои
286
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ HEWTE- И ПРОДУНТОПРОПОДОВ
Шпильки фланцевого соединения корпуса. Во фланцевом соединении
применяется прокладка толщиной 0,5 мм из паронита. Расчет шпилек на
прочность производится по давлению Р = 80 кГ)см2 с учетом предварительной
затяжки шпилек для создания герметичности в стыке (т. е. усилия, необходи-
мого для смятия прокладки).
Кроме того, считаем, что гидростатическое давление распространяется
на площадь, ограниченную ливней, отстоящей на половину толщины стенки
Pnxtpnmkn пп A-R п грярния П- X
Рис. 182. Всасывающий капал первой ступени (модельные сечения).
от внутренних кромок корпуса в разъеме. Усилие, действующее па шпильки,
Wm = РАК,
где Р—расчетное давление, Р — 80 кГ)см2-, Л—площадь, па котирую
действует внутреннее давление, А = 6500 см3 (получено, путем планиметри-
рования), К — коэффициент, учитывающий усилие, необходимое для смятия
прокладки, К = 1,25.
Подставляя данные значения, находим
Wm = 80 - 6500 • 1,25 = 650 000 кГ.
Принимаем 36 шпилек размерами 42 X 4,5; при этом внутренний диаметр
резьбы (ZB = 36,15 мм, площадь поперечного сечения Лв = 10 см3. Тогда
нагрузка на одну шпильку
g = — = .' = 18100 кГ.
п ЗЬ
01
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
287
Сечение X/V-XIV
102------------102-
Рис. 183. Всасывающее колено первой ступени (модельные сечения).
288
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУНТОПРОВОДОВ
Напряжение на растяжения в шпильке
az = = -J*- = 1810 кГ/ем*
Материал для шпилек — сталь марки ЗОХМА по ГОСТ 4543-48 с пре-
делом прочности при растяжении сгь = 9500 кГгм1. Запас прочности
аЬ___ 9500 _ г; q
П“ ~ ~ 4810“ -
Шаг шпилек находится в пределах 105—110 мм. Отношение шага
t 110 г, до
к диаметру шпилек = -^ = 2,Ь2, что допустимо.
19 заказ 234.
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ 289
290
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ HF&TE- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
Фланец корпуса. Возможный изгиб фланца будет проходить по сече-
нию а — а. Расстояние этого сечения от оси шпильки принимаем равным
V = — ~ 25 мм.
9 2
Изгибающий момент, действующий на фланец длиной I = t (шагу между
шпильками), в сечениях а — а (рис. 189)
Masr = F(n — у),
где F — сила, стремящаяся оторвать друг от друга нижнюю и верхнюю поло-
вины корпуса пасоса на протяжении шага шпилек;
F = PDt,
Рис, 187.
Нагнета-
тельная
спираль
первой сту-
пени (мо-
дельные
сечеиия).
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
Сечение X-X
«o“
Сечения /-//
zJ»/
—%-'66~-
Й*
R23
Wf
S3
S'
-----'ST
' Сечение X’V-XIV
^8,
Рис. 188.
Нагнета-
тельная
спираль
пятой
ступени
(модельные
сечения).
дя
1
^83--
Сечение Х1-Х!
IX
fw/F
5й Й
S-
Для нагнетательных
спиралей Ши IVcryn.
Для нагнетательных спиралей
Ни Vступеней
25
Сече ше ХН-ХП Сечение ХШ-ХШ
292 НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТИ- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
293
где Р — расчетное внутреннее давление, Р = 80 кГ/см2; t — шаг шпилек,
I = 11,0 см; D —максимальное расстояние между внутренними кромками
фланца корпу са насоса в плане, D = 49,3 см.
Тогда
F = 80 49.3Л1 = 22 00() кГ
Изгибающий момент
Л/изг = 22 000 (4,5—2,5) =
= 44000 кГсм.
Высоту фланца h опреде-
ляем из формулы
Л?изг = WbRb,
th2
где Wb = -g- , откуда
Рис. 189. Фланец корпуса.
й=35 Л1Л, п—45 мм, т=50 мм, .0=493 лил, у = 252мм.
где Нь — допускаемое напряже-
ние на изгиб.
Для модифицированного чугуна марки МСЧ 32-52 принимаем Л, =
= 600 кГ/см1. Тогда
г,_1 Г 6-44 000 р „
Л — ьии — 6,3 см.
Для увеличения жесткости принимаем толщину фланца h — 70 мм.
Осевое давление. Рассмотрим силы, действующие на ротор в осевом
направлении (см. рис. 3). Обозначим Ро — давление на всасывании в кГ]см2;
Pi — давление, создаваемое колесом первой ступени, в кГ]см2; Pz — давление,
создаваемое колесом второй, третьей, четвертой и пятой ступеней, в кГ/см2.
Считаем осевые усилия, направленные вправо, положительными, а напра-
вленные влево — отрицательными.
Тогда осевая сила
Р= -J [—РО(9.82—8,52) + Р1(18,5г-17,02) + Ро(И>52—8,52) —
- (Л)+^1+2Р2) (И>52-8,82) + (Ро + Рг + 2Р2) (18,52—8,82) -
- (Ро + Л + ЗР?) (18,52—13,52) + (Ро + Рх + 4Р2) (18,52—13,52) -
- (Л> + Л + ЗР2) (18,52—8,82) + (Ро + + ЗР2) (11,52—8,82) -
- (Л, -г Рт + Л) (И>52—8,83) + (Ро + Л + Р2) (18,52-8,82) - (Ро+Л + 2Р2) X
X (18,52—13,52) + (Ро + Л + Р2)(18,52—13,52) — (Ро 4-Рх)(18,52 -8,82) +
+ (Л + Л)(9,82—8,82)] = -^Р1(18,52 +9,82—172—11,52) = 13РГ
При давлении Рх = 6 кГ)см2 осс вая нагрузка Р = 13 - 6 = 78 кГ.
Однако при выборе радиально-упорного шарикового подшипника необ-
ходимо учитывать возможность смещения вертикальной осп колес по
Умана = VIS =0,313 .м.и; п' = 6?' gSPy J>0_ Г 981.414,93-1 ,~2 Joon
макс кВ1 2я у spyi - 6 28 I/ . , ----- 1 880 об/лшн.
’ 1057,6 -. U
Таблица 22
№ участка 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
Диаметр вала, см 7,0 7,5 8,0 8,0 8,2 8,2 8,5 8,8 8,5 9,2 8,8
Вес частей ро- тора Р, на . . . 21,0 2,6 2,8 5,1 5,6 16,5 2,2 11,0 3,1 12,0 2,6
Момент инер шш сечения J, см& 117,9 155,3 201,1 201,1 222,0 222,0 256,2 294,4 256,2 351,7 294,4
Площади диа- граммы изгиба- ющих моментов S, кГ см2 . . . 330 1200 2550 _4' 1150 1350 12 600 67 200 16 800 24 900 27 300 68 400 25 500
Фиктивные силы Q= -® г Hid 0,133-10-5 0,37-10-5 0,605-10-5 0,27-10-5 0,32-10-5 2,7-10-5 14,4-10-5 3,12-10-5 4,02-10-5 5,07-10-5 9,25-10—5 4,12-10“5
Ординаты проги- ба у, СЛ1 .... 0,009 0,005 0,002 0,0031 0,009 0,0185 0,024 0,0256 0,0275 0,0296 0,031
Произведения Ру, *Г см . . . 18,9-10- 1,3- IO-2 0,56-10-2 1,58-10-2 5,04-10-2 30,5-10-2 5,28-10-2 28,2-10—2 8,52-10-2 35,5-10-2 8,05-10-2
уЗ, с.И 2 0,81-Ю-4 0,25-10“1 0,04-10-4 0,096-Ю-4 0,81-Ю-4 3,43-10-4 5,78-Ю-4 6,56-Ю-4 7,57-lQ—4 8,78-10“4 9,62-10—4
НАСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ПРОДУКТОПРОВОДОВ
Произведения
РуЗ, кГ см%
17,0-Ю-4 0,65-Ю-4 0,11-10~4
0,49-10-4
4,54-11“4 56,5-10-4 12,7-1 0—4
72,2-lfl—4 23,5-10-4 105,3-10-4
25,0-10-4
№ участка 12 13 14 15 16
Диаметр вала, см 9,5 8,8 10,0 8,8 9,5
Вес частей ро- тора Р, кг . . . 29,0 3,0 12,0 3,0 29,0
Момент инерции сечений J, с.м4 399,8 294,4 490,9 294,4 399,8
Площади диа- граммы изгиба- ющих моментов 8, кГ сл»2 . . . 73 500 28 500 75 000 27 000 62 400
Фиктивные силы Q EJ ' ' ' ' 8,75'10-2 4,6-10-5 7,27'10“ 5 4,36'Ю-5 7,43-10-5
Ординаты проги- ба у, см .... 0,0313 0,0311 0,0304 0,029 0,0268
Произведения Гу, кГ см . . 90,8-10—2 9,33-10-2 36,5-10-2 8,7-10”2 77.6-10-2
у2, СМ2 9,8-10—1 9,7'10—1 9,25'10—4 8,4-10—1 7,2'Ю-4
Произведения Ру2, кГ см2 . . 28 4,0'1 0—1 29,1-10-4 111,0-ю-4 25,2-10-4 208.5.10-4
Продолжение
17 18 19 20 21 22
8,8 8,2 8,2 8,0 8,0 6,0
3,4 16,0 5,6 5,1 3,0 6,0 SP 19 9,6
294,4 222,0 222,0 201,1 201,1 63,62
25 500 73 500 17 400 20' 4200 20' 66 660 150
4,12-10-5 15,76-Ю-5 3,73-10—5 1,0-10—5 0,015-Ю-5 0,155-10—5 О.И-Ю-5
0,024 0,0185 0,009 0,0031 0,002 0,006
8,15-10—2 29,6-10-2 5,04-Ю-2 1,58-10-2 0,6-10-2 3,6-10-2 гр-р= = 14,93х X1 О-2
5,77-10— 3,43-10—4 0,81-10—4 0,096-10—4 0,04-10—4 0,36-Ю-4
19,6-Ю-4 54,9-Ю-4 4,54-10-4 0,49-10—4 0,12-10-4 2,16-10- 4 £Р-у*= = 1057,6Х ХЮ-4
ПРИМЕРНЫЙ РАСЧЕТ
'96
НЛСОСЫ ДЛЯ МАГИСТРАЛЬНЫХ НЕФТЕ- И ИРОДУКТОПРОВОДОВ
отношению к оси нагнетательных спиралей и главным образом — износ
уплотнений. Поэтому шариковый подшипник должен быть выбран с запасом.
Расчет радиально-упорного подшипника. Рассмотрим радиально-упорный
шариковый подшипник тяжелой серии 66412, с углом контакта fl = 36°.
Условия работы подшипника: п = 3000 об] мин, h = 5000 час. (долговеч-
ность). Коэффициент работоспособности С = 132 000. Условная пагрузка па
подшипник Q = 920 кг. Допускаемая осевая нагрузка А = 1180 кГ
(см. гл. XXIII).
Критическое число оборотов вала
Работу вала рассматриваем как работу балки, свободно лежащей на двух
опорах.
Нагнетательные спирали второй, третьей, четвертой и пятой ступеней
смещены на 180°, поэтому возникающие в них радиальные силы можно считать
практически уравновешенными.
Эскиз вала и схема нагрузок, а также все графические построения, необ-
ходимые для определения упругой линии, приведены на рис. 190 и в табл. 22.
Определяем первое критическое число оборотов вала по методу Релея:
_ 60
Пк₽ - '2Й
подставляя, получаем
60 981-414,93-10-2 .оол ,.
пкр = -к- I/-------— ,— = 1880 об мин.
р V 1057,6 -10 '
При окончательной конструктивной разработке расстояние между опо-
рами уменьшилось и составило 1 = 2080 мм вместо ^ = 2102 мм. Вслед-
/з 20803
стиле этого прогибы уменьшатся на К = —3 = -^^з = 0,97.
Максимальный прогиб
у«акс = 0,97-0,313=0,303 мм.
Окончательное критическое число оборотов вала
пкр = 1/ =Х, 1880=1910 об]мин.
Передвижные установки
Для временных магистральных нефтепроводов применяются передвиж-
ные насосные агрегаты. Каждый агрегат состоит из четырехстунепчаюго на-
соса, двигателя внутреннего сгорания мощностью 225—335 л. с. и ускорителя
с передаточным числом, повышающего число оборотов насоса. Число оборотов
двигателя в минуту 900, насоса — 3600. Насос, двигатель и ускоритель смон-
тированы на салазках, изготовленных из швеллера размером 250—300 мм.
Насос имеет два всасывающих и два нагнетательных патрубка. Соответ-
ственным соединением всасывающего и нагнетательного патрубков можно
включить насос па работу двух ступеней последовательно или двух ступеней
параллельно.
Насосы предназначены для напора в 30 ат при работе одного агрегата
и 40—50 пт при работе двух агрегатов последовательно. Производительность
насосов от 27 до 200 мъ]час. Вес агрегата в собранном виде от 5,5 до 9 т.
Рис, 190. Эскиз вала и схема нагрузки вала насоса 8ПД-10Х5 (см. табг. 22).
ПЕРЕДВИЖНЫЕ УСТАНОВКИ 297
,?98
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
ГЛАВА XXXII
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Цель испытания
Вначале насосы испытываются заводом-изготовителем, а затем в промыш-
ленных условиях — на месте установки.
На заводском стенде проверяют соответствие характеристик насоса тре-
буемым для заданных условий, а также качество изготовления и сборки насоса;
в большинстве случаев все испытания проводят на воде.
Для обеспечения гарантийных условий в случае необходимости произво-
дят доводку насоса посредством изменения некоторых параметров колеса
(обточка внешнего диаметра, опиловка концов лопаток и т. д.)_
Окончательно работу насоса проверяют в промышленных условиях —
па месте установки насосного агрегата. Следует отметить, что в промышлен-
ных условиях редко удается получить точные данные для построения характе-
ристики насоса, поэтому особенно важно обеспечить условия качественного
испытания на заводском стенде.
Основной целью испытания центробежных насосов является определение
характеристик, кавитационных качеств и механической работы.
Определение характеристик
Характеристики пасоса определяют на специально оборудованном испы-
тательном стенде. На нагнетательном трубопроводе устанавливают задвижку,
посредством которой регулируют производительность насоса Q от нулевого
до максимального ее значения. Для каждого значения Q замеряют высоту
напора Н, мощность N и число оборотов насоса п. Чтобы получить действи-
тельную характеристику насоса, испытание следует производить с подпором
•па всасывании от 3 до 10 м ст. жидкости. В этом случае характеристики не
будут искажаться влиянием кавитации.
Определение кавитапчопных качеств насоса (см. гл. IV)
Испытание на кавитацию производится двумя способами: дросселирова-
нием на всасывающем трубопроводе насоса посредством задвижки и созда-
нием различных величин подпора и вакуума в приемном баке.
При испытании на кавитацию посредством дросселирования задвижкой
для обеспечения плавного распределения скоростей у входа в колесо необхо-
димо, чтобы задвижка находилась на расстоянии не мепее 10 диаметров трубы
от всасывающего патрубка насоса. Неравномерность распределения скоросте"
потока на входе в колесо исказит характеристики насоса и даст неверные ре-
зультаты испытания.
Кроме того, во избежание подсоса воздуха во всасывающей магистрали
при высоких значениях вакуума необходимо, чтобы сальник задвижки был
герметичен. Для обеспечения герметичности применяется гидравлический
затвор — сальник задвижки погружается в воду.
При соблюдении указанных предосторожностей задвижка па нагнетании
устанавливается для заданной производительности при полностью открытой
задвижке на всасывании. В журнал испытаний заносятся значения Q, Н, N,
п и l 'g; здесь Eg — показания вакуумметра. Кроме того, определяют II q и Ht
для данных условий испытания. После этого задвижку па всасывании прикры-
вают, чтобы повысить величину Eg приблизительно на 80 мм рт. ст., и испы-
тание повторяют.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАВИГАЦИОННЫХ КАЧЕСТВ НАСОСА
299
Pg увеличивают через определенные интервалы прикрытием задвижки
на всасывании, пока величина вакуума Eg не дс гтигнет такого значения, при
котором наступает режим срыва, т. е. при котором Q, Н и N при дальнейшем
закрытии задвижки начнут быстро падать.
Для точного определения режима кавитации насоса необходимо произ-
вести достаточное количество измерений вблизи зопы срыва.
Испытание производится для Q, равгого 0,50 (?Норм, 0,75(>нсрм,
(?лорм И 1,2^норм.
Испытание на кавитацию посредством кавитационного бака отличается
от указанного выше метода тем, что подпор создается в баке посредством на-
порной магистрали городского водоснабжения, а разрежение — при помощи
вакуум-насоса.
Во избежание большой турбулентности потока па приеме, в месте сброса
воды из нагнетательной трубы насоса, необходимо установить успокоитель.
Следует отметить, что второй способ испытания на кавитацию является
более надежным. В обоих случаях необходимо перед испытанием проверить
установку па герметичность, так как в случае подсоса воздуха результаты
испытания будут ошибочными.
Далее определяют кавитационный запас Ah = На —
Кавитационным запасом называется приведенный к оси насоса избыток
удельной энергии на входе в насос над упругостью паров этой жидкости, вы-
раженный в м ст. этой жидкости.
Кавитационный запас определяется по формуле
где рв — абсолютное давление па входе в насос в кГ/см2', у — вес единицы
объема подаваемой жидкости в кГ/м3', vB—средняя скорость на входе
в насос в сечении, где измеряется давление, в м/сек, pt — упругость паров
подаваемой жидкости в кГ/м2.
Допустимый кавитационный запас /1/гдоп вычисляется на основании кри-
тического кавитационного запаса Л/гкр по формуле
2^^доп =
где К — коэффициент запаса — принимается не ниже 1,15.
Если рв больше атмосферного давления (подпор на входе в пасос), то
Ah = + —
У У
Гв!
2g ’
где Н± = М Д; /гм; М — давление, показываемое манометром, в м ст. подавае-
мой жидкости; /гм — превышение нуля манометра над осью насоса (колеса).
Знак плюс берется, если нуль манометра выше оси, и знак минус — в обрат-
ном случае; /?б — барометрическое давление в кГ/м2.
Если рв меньше атмосферного давления (разрежение на входе в пасос),
то
у
Иван
Pt , '"в2
У + 2g ’
где Нвав — Eg /г^; Fs — разрежение, показываемое вакуумметром, в м ст.
подаваемой жидкости; hv—превышение нуля вакуумметра лад осью насоса
(колеса).
300
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
При заполнении соединительных трубок подаваемой насосом жидкостью
за высоту нуля манометра или вакуумметра принимают: а) для пружинного
манометра — высоту цапки манометра; б) для жидкостных манометров или
жидкостных вакуумметров — уровень жидкости в колене, соединенном с ме-
стом замера.
На миллиметровую сетку наносят зависимость между Q, Н, 7V и Hs
или 21/гдоп и по кривой графика определяют допустимую величину Нёкр
(рис. 191). После этого определяют для различных производительностей
коэффициент С'Кр по формуле
Скр —
Ha-Hs кр
10
3/4
где II а Hs кр — ^l^i
Проверка механическом работы насоса
Насос обкатывают на стенде в течение 3—4 час. п в это время проверяют
работу насоса, сальников и подшипников. Утечка через сальник не должна
превышать 60 капель в минуту (1—1,5 л/•час).
Максимально допустимая установившаяся температура масла в подшип-
никах 80°.
По окончании механического испытания производят испытание для полу-
чения характеристик.
Методы измерения производительности
Производительность измеряется одним пз указанных ниже методов.
1. Объемным метод (рис. 192). При объемном определении производи-
тельности мерный бак, в который насос подаст воду, должен быть достаточной
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
301
емкости, потребное время для нормального расхода должно быть не мспсе
60 сек. Кроме того, падение уровня воды в резервуаре, из которого пасос за-
бирает воду, пе должно превышать 0,1 м.
Мерный бак должен быть тарирован весовым пли объемным способом и
иметь приспособление для быстрого переключения поступления жидкости
в бак или на сброс.
Производительность
Q — 3600 .м3/члс,
где V — объем жидкости, поступившей в мерный бак, в.«3; t — время в сек.
Рис. 192. Схема стенда для испытания центробежных насосов с замером производитель-
ности объемным способом.
1 — насос; 2 — мотор-весы; 3 — тахометр; 4 — образцовый пружинный манометр; 5 — ртутный ва-
куумметр; 6 — сетка; 7 — сбросная труба; з — отвод воды; 9 — мерный бан; 10 — водомерное стекло;
11 — указатель равновесия.
Водомер Вентури. Водомер Вентури состоит из двух труб разного сечения,
конфузора с углом 21°, диффузора с углом 5 — 7° и дифференциального ртут-
ного манометра.
Размер горловины при нормальном расходе должен быть таким, чтобы
скорость потока жидкости была не более 6—7 м/сек.
Производительность несжимаемой жидкости определяется уравнением
Q = с’А
2gh -р-т—Гв-
Ув
где Q — производительность в мг1сек\ D2 — диаметр входа в м; Dt—диа-
метр горловины в м\ g— ускорение силы тяжести, g = 9,81 м,сек2 на уровне
моря; урт —объемный вес рити, урт = 13600 кГ/м2\ ув — объемный вес воды,
ув — 1000 кГ/м2-, С — коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса для
отношения = 2 4-3, С = 0,984-0,95 (рис. 193).
Точность определения расхода водомером Вентури зависит от длины пря-
мого участка перед прибором и за ним, длина должна быть не менее десяти
диаметров трубы. Кроме того, необходимо, чтобы водомер Вентури был уста-
новлен горизонтально и было обеспечено во всех случаях отсутствие вакуума
в горловине водомера.
302
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Рис. 193. Кривые коэффициентов водомера Вентури.
Рис. 194. Схема стенда для испытания центробежных насосов с закрытым баком.
1 — насос; 2 — мотор-вссы; з — кавитационный бак; 4 — вакуум-насос; 5 — тахометр; 6 — диафрагма;
7 — ртутный манометр; 8 — образцовый г ружиншТi манометр; 9 — pi утный вакуумметр; 10 — термо-
метр; 11—водомерное стекло; 12— указатель равновесия; 13— отвод воды; 14— подвод воды от
водопровода; 15— отводная линия; 16— подвод воды к вакуум-насосу; 17— спуск вовдуха; 18 —
отводная труба вакуум-насоса; 19 — реостат.
МЕТОДЫ ИЗМЕРЕНИЯ НАПОРА
303
При соблюдении всех указанных мер предосторожности точность измере-
ния находится в пределах 1%.
Измерение производитель! ости i есредством ди; фрагмы (рис. 194) Прин-
цип измерения тот же, что и водомера Вентури. Производительность для пе-
сжимающихся жидкостей измеряется по формуле
Q = С 1/2gh Kt,
4 Г Ун
где С — коэффициент расхода диафрагмы; d — диаметр отверстия диафрагмы
в м\ g — ускорение силы тяжести в м]сек1 2', h — показание дифференциального
манометра в м\ ув — вес единицы объема подаваемой насосом жидкости.
в кГ]м3-, ум — вес единицы объема
жидкости, которой заполнен дифферен-
циальный манометр, в кГ]м3\ Kt =
= 1 -J- 2 /J (— 20), где /9 — коэффи-
циент линейного расширения диафрагмы
(для стали р = 1,21 - 10—5); —
температура диафрагмы, равная темпе-
рату ре измеряемой жидкости перед
диафрагмой.
Нормальные диафрагмы могут при-
меняться для невязких жидкостей без
тарировки прп любых диаметрах трубо-
провода; Я > 50 мм при отношении
диаметров 0,2 0,8, где А =
Рис. 195. Нормальная диафрагма.
— площадь отверстия нормальной
диафрагмы в м2 (рис. 195). Диаметр отверстия нормальноп диафрагмы
выбирается с таким расчетом, чтобы перепад давления в дифференциаль-
ном манометре был не более 400 мм, С — коэффициент, определяемый по-
табл. 23. С увеличением вязкости или уменьшением числа Рейнольдса Re
коэффициент расхода С увеличивается и следует пользоваться специальными
графиками Ч
Другие методы измерения расхода — водосливы, вертушки, трубка Пвто,
температурные п химические способы. Подобные методы измерения произ-
водительности применяются в основном для крупных агрегатов в эксплуата-
ционных условиях и требуют большого опыта для обеспечения точных изме-
рений.
Методы измерения напора
Величина полного напора определяется по показаниям маноме'ра па
нагнетательной стороне насоса, а также показаниями вакуумметра па всасы-
вающем патрубке:
Я = ЯН-ЯВ,
где Ян — высота напора на нагнетании (на выходе):
Р V 2
Яя=^Ю + 7н + ^-;
1 Справочник машиностроителя, т. 2. Машгиз, стр. 495, 1955; Айверсон X.
Коэффициент расхода диафрагм для чисел Рейнольдса от 4 до 5'000, Transactions of the
ASME, 78, № 2, 359—364, 1Уо6.
304
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Таблица 23
Определения коэффициента С для нормальной диафрагмы
с i ° 1 2 3 4 5 6 7 8 9
о.мю — — — — d D < 0 0,173 0,217 0,247 0.270
0,600 0,270 0,289 0,306 0,322 0,336 0,349 0,361 0,372 0,382 0,392 0,402
0,610 0,402 0,4103 0,4186 0,4266 0,4342 0,4414 0,4483 0,4549 0,4614 0,4678 0,4740
О 620 0,4740 0,48о0 0,4858 0 4915 0,4970 0,5023 0,5075 0,5126 0,5176 0,5224 0,5271
0,630 0,5271 0,5317 0,5362 0,5406 0,5449 0,5491 0,5532 0,5572 0,5611 0 5649 0,5686
0,640 0,5686 0,5722 0,5758 0,579 ? 0,5827 0,5860 0,5892 0,5924 0,5955 0,5985 0,6016
0,650 0,6016 0,6046 0,6075 0,6104 0,6132 0,6159 0,6187 0,6214 0,6241 0,6268 0,6294
0,660 0,6294 0,6319 0,6344 0,6370 0,6395 0,6419 0,6444 0,6468 0,6492 0,6515 0 6539
0,670 0,6539 0,6562 0,6585 0,6607 0,6629 0,6651 0,6672 0,6694 0,6715 0,6736 0,6757
0,680 0,6757 0,6777 0,6798 0,6818 0,6838 0,6857 0,6877 0,6896 0,6915 0,6935 0,6954
0,690 0,6954 0,6972 0,6990 0,7009 0,7027 0,7045 0,7062 0,7080 0,7097 0,7114 0,7131
0,700 0,7131 0,7148 0,7165 0,7182 0,7198 0,7215 0,7232 0,7248 0,7264 0,7280 0,7296
0,710 0,7296 0,7312 0,7328 0,7343 0,7359 0,7374 0,7389 0,7404 0,7419 0,7433 0,7448
0,720 0,7448 0,7463 0,7478 0,7492 0,7507 0,7521 0,7535 0,7549 0,7562 0,7576 0,7589
0,730 0,7589 0,7603 0,7616 0,7629 0 7643 0,7656 0,7669 0,7682 0,7695 0,7708 0.7721
0,740 0,7721 0,7733 0,7746 0,7758 0,7771 0,7783 0,7795 0,7807 0,7819 0,7831 0,7842
0,750 0,7842 0,7854 0,7865 0,7877 0,7889 0,7900 0,7911 0,7922 0,7932 0,7943 0,7953
'760 0,7953 0,7964 0,7975 0,7985 0,7996 0,8006 0,8017 0,8027 0,8037 0,8047 08056
0,770 0,8056 0,8066 0,8076 0,8086 0,8095 0 8105 0,8114 0,8124 0,8133 0,8142 0,8152
0,780 0,8152 0,8161 0,8170 0,8179 0,8187 0,8196 0,8204 0,8213 0,8221 0,8230 0,8238
0,790 0,8238 0,8246 0,8251 0,8263 0,8271 0,8279 0,8296 0,8294 0,8302 0,8309 0,8317
0,800 0,8317 0,8325 0,8332 0,8340 0,8347 0,8359 0,8362 0,8369 0,8377 | 0,8384 0,8391
Примечание. Таблица дает те пределы отношения диаметров, внутри которых сле-
дует брать данное округленное значение С с точностью до 0,001. При этом десятые
и сотые доли берутся из левого столбца таблицы, а тысячные — из верхней строки.
Коэффициент С дан для воды при нормальной температуре.
Нв — высота напора на всасывании (на входе):
Яв —----+ ZB Ч—Д-
У
в случае ваьулма и
Р v 2
Яв = ^ io + Zb+^-
в случае давления на приеме; ZD и ZB — расстояние манометра до осевой
базы (обыкновенно принимается центр всасывающего отверстия пасоса).
Величина Z может быть отрицательной или положительной в зависимости от
установки манометров. Высота напора замеряется ртутным манометром до 30 м.
Для более высоких напоров применяется пружинный манометр класса 0,2.
Вакуум следует всегда замерять ртутным вакуумметром.
Пружинные манометры следует тарпоовать до и после окончания испыта-
ния. Кроме того, манометры должны работать с недогрузкой в 10—20%.
Методы измеренья мощности
Мощность измеряемся динамометром пли калиброванным электродвига-
телем. Наиболее употребительные динамометры — крутильный динамометр
(рис. 196) и электродинамометр (мотор весы).
обработка результатов
305
Крутильный динамометр требует набора калиброванных стержней. Угол
скручивания стержня пропорционален крутящему моменту. Определяют
крутящий момент по графику зависимости между крутящим моментом и углом
скручивания стержня и замеряют число оборотов в минуту. После этого опре-
деляют мощность на валу насоса по формуле
Мп
716,2 Л'
Для замера крутящего момента можно пользоваться также электродина-
мометром (мотор-весами). В отличие от нормального электродвигателя в мо-
тор-весах статор подвешивается на двух шариковых опорах. Момент, прило-
женный к ротору, приводит в движение ротор вместе с валом насоса, создавая
Рис. 196. Крутильный динамометр.
реактивный момент в статоре, который увеличивается пропорционально с па
грузкой насоса п, поворачиваясь на шариковых подшипниках, давит плечом
определенной длины на весы. Сила давления уравновешивается гирями опре-
деленного веса. Тогда реактивный момент
М = К(Р — р) кГм,
где R—длина плеча в .и; Р — нагрузка на конце плеча в кГ; р — нагруз-
ка прй холостом ходе электродинамометра в кГ. Отсюда мощность
Прп отсутствии динамометра можно определить мощность, потребляемую
насосом, при наличии заводских данных по кривым к. п. д. электродвига-
теля п cos в зависимости от нагрузки. В этом случае мощность, потребляемая
насосом, может быть определена с точностью в пределах 1—1а/2?о, прп усло-
вии что напряжение в сети и частота не изменяются в течение испытания.
Обработка результатов
Все измерения производительности, высоты папора, мощности, п числа
оборотов записывают в журнале испытаппй вместе с прпмечаниямп, касаю-
щимися хода испытаний.
20 Заказ 234.
306
ИСПЫТАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Результаты подсчитывают в течение испытания, причем все данные при-
водят к одному постоянному числу оборотов по формулам:
или
имеем также
Ha-HS2 = (Ha-Hsl)(^
\ /
Zl/i2 = > ^доп2 = ^/гДОП1 ;
H82 = Ha-(Ha-H8i)(^ .
Для лучшего выявления правильности испытаний одновременно произво-
дят построение графиков зависимости Q — Н, Q — N, Q — т] и Q — AhR0Tl.
Общие замечания по испытанию центробежных насосов
1. Перед снятием характеристик необходимо, чтобы насос работал не
менее 2 час. при нормальном режиме, при этом температура подшипников и
сальников не должна превышать 60—80°.
2. При определении к. и. д. пасоса необходимо отрегу пировать утечку'
через сальники таким образом, чтобы мощность, регистрируемая на ваттметре
или динамометре, была минимальной.
3. Всасывающая труба должна быть на один размер больше всасываю-
щего патрубка насоса, причем переход должен быть осуществлен посредством
конфузора.
4. Не следует устанавливать колено или задвижку' близко к всасываю-
щему патрубку насоса, так как это искажает характеристики насоса.
5. Приемный бак, служащий также для сброса жидкости из насоса, дол-
жен иметь успокоитель.
6. Все отсчеты (число оборотов, давление, производительность, мощ-
ность) следует делать одновременно.
7. При колебании показаний инструментов необходимо в течение равных
интервалов производить отсчеты и брать среднее их значение.
8. Манометры следует присоединять к ниппелям, которые должны при-
соединяться к трубам, без выступов по отношению к внутренней стенке трубы.
Манометры должны снабжаться воздушными краниками для продувки. Мано-
метр на нагнетании должен отстоять на 2 D от нагнетательного патру бка на-
соса и приблизительно на 3D до задвижки.
9. Манометры должны калиброваться до испытания и после испытания;
соответствующие поправки вносятся в жу риал испытаний.
10. Все неисправности и особенности испытания должны отмечаться
в журнале испытаний под рубрикой примечаний.
11. В течение испытания следует производить подсчеты Q, Н, N и ц и
строить характеристики на миллиметровой сетке с целью выяснения плавности
кривых, проходящих через точки, полу чеиные во время испытания.
Таким образом определяется количество недостающих или сомнительных
показаний, требующих проверки, и обеспечивается получение всех необхо-
димых данных для построения характеристик насоса.
Кроме того, следует руководствоваться правилами и методами испытаний
согласно ГОСТ 6134-52.
ПРИЕМНЫЙ КЛАПАН ДЛЯ ЗАЛИВКИ НАСОСА
307
ГЛАВА XXX
ЗАЛИВКА НАСОСОВ
Принцип за тпвкп
Заливка пасоса заключается в удалении из нас оса возду ха и заполнении
всасывающей трубы и самого насоса жидкостью. Залипать насос можно руч-
ным способом или автоматически посредством оборудования, создающего
вакуум.
Центробежный насос прп пуске нагнетает воздух так же. как и жидкость.
Но вследствие того, что удельный вес воздуха меньше удельного веса жидкости
и давление, создаваемое насосом при нагнетании воздуха, в данном случае
измеряется в м вод. столба, оно будет меньше давления при нагнетании воды.
Так, например, если насос создает напор Н = 30 м ст. жидкости при
нагнетании воды, то он создает при нагнетании воздуха напор тоже 30 м,
но не столба воды, а столба возду ха: НА = 30 у, где у дельный вес у для воздуха
относительно воды равен 0,00125 и /Ц = 30 • 0,00125 = 0,0375 м вод. ст.,
т. е. разрежение, которое насос может создать, равно 0,0375 м вод. ст., что,
очевидно, недостаточно для практических
условий заливки.
Ниже разбираются наиболее употре-
бительные методы заливки центробежных
насосов.
Подпор па всасывании
Подпор па всасывании является
наиболее падежным способом заливки и
его рекомендуется применять в ответ- Рис. 197. Заливка насоса с подпо-
ственных установках, панримср, для по- ром на всасывании,
жарных насосов, насосов для питания
котлов, насосов, перекачивающих горячие нефтепродукты, и т. д. (рис. 197).
В этом случае пасос питается из резервуара, в котором уровень жид-
кости находится выше высшей точки корпуса пасоса, все время заполненного
жидкостью. Перед пуском насоса открывают краник, находящийся па выс-
шей точке nai нетательной улитки, как для выпуска накопившегося в насосе
воздуха, так и для того, чтобы убедиться в полной заливке насоса.
Иногда в резервуаре, служащем для заливки, устанавливают поплавко-
вый регулятор. Назначение поплавкового регулятора — автоматически вы-
ключать насос, если падает уровень жидкости в баке.
Приемный клапан для заливки насоса
Когда насос, расположен выше уровня воды, часто применяют приемный
клапан с сеткой па конце всасывающей трубы. Перед пуском насос заливают
из внешнего источника жидкостью, причем открывают воздушный краник
на высшей точке нагнетательной улитки, Заливку продолжают до тех пор.
пока жидкость не покажется в возду шном кранике и весь возду х не выйдет
из насоса (рис. 198).
Если приемный клапан закрывается герметически, то пасос, залитый
жидкостью, всегда останется в залитом состоянии. Одпако в практике приемные
клапаны пропускают жидкость, вследствие чего каждый раз перед пуском
приходится заливку повторять.
Вообще приемные клапаны ш надежны в работе, так как легко засоряются
и вследствие этого не прикрываются плотно. Кроме этого, приемные клапаны
20»
308
ЗАЛИВКА НАСОСОВ
создают потери напора, которые для насосов низкого давления достигают
8—10% создаваемого насосом напора. Поэтому следует избегать применения
приемных клапанов.
При сравнительно высоких напорах необходимо между приемным кла-
Рис. 198. Приемный клапан
для заливки насоса.
паном и насосом установить обратный кла-
пан, так как приемные клапаны обычно рас-
читаны для работы на низких давлениях.
Для у ыепыпения потерь на трение прием-
ные клапаны следует выбирать большого
сечения.
Пружинные приемные клапаны не следует
применять, так как потери в нпх на преодоле-
ние натяжения пружины очень велики. Их
также не следует применять во время работы
при высоких статических напорах, так как в
этом случае при остановке насоса происходит
гидравлический удар, который может, во-пер-
вых, повредить трубы и, во-вторых, прижать
приемный клапан к своему седлу настолько, что
при вторичном всасывании насоса этот клапан
не поднимется. Прп перекачке загрязненных
жидкостей приемные клапаны быстро засоряются и заливка насоса затруд-
няется.
Баки для заливки
Заливка баком является самым простым способом наполнения насоса
(рпс, 199). Бак сравнительно большой емкости (не менее чем в три раза больше
емкости всасывающей трубы и пасоса) разделен перегородкой на две половины.
Нижняя часть (у самого дна) нижней половины
бака присоединяется к всасывающему патрубку
насоса, а верхняя половина бака — к нагнета-
тельному. Перед начальным пуском воздушный
краник в верхней части бака снимают. Верх-
нюю половину бака заливают водой. Вода,
проходя через нагнетательную трубу, подни-
мается в нижней половине бака выше всасы-
вающей камеры пасоса
При пуске насос подает воду из нижней
половины бака в верхнюю, благодаря чему про-
исходит разрежение в нижней половине бака и -
вода начинает поступать в насос через бак.
При остановке пасоса вода через насос ,
поступает обратно в нижнюю половину бака; !
воздух через воздушный краник проходит в
верхнюю половину бака. Трубка небольшого
диаметра присоединяет нагнетательную тру бу
к верхней части нижней половины бака и
у равновешивает вакуум, а такжэ обеспечивает
заполнение водой пасоса и нижней половины
бака.
Недостатками этой системы являются: 1) необходимость теплого поме-
щения, так как зимой система легко может замерзнуть; 2) потери па трепне
п создание завихрений во всасывании; 3) громоздкость установки, ограни-
чивающая применение подобных баков для сравнительно небольших насосов.
Рис. 199.
Бак для заливки
насоса.
1 — нагнетание; 2 — воздушны ft
кран; з — прерыватель вакуума;
4 — поплавковый выключатель.
ВАКУУМ-НАСОСЫ
309
Заливка посредством эжектора
Для создания вакуума при помощи эжек-
тора применяют напорную воду, пар и сжатый
воздух. Вода, пар или воздух входят с боль-
шой скоростью в трубку Вентури, захватывая
с собой воздух из насоса и создавая, таким
образом, разреженно (рис. 200). Эжектор при-
соединяется к самой верхней части нагнета-
тельной спирали насоса. Перед пуском эжек-
тора задвижка па нагнетательном трубопроводе
насоса плотно закрывается. Как только эжектор
начнет выбрасывать перекачиваемую жидкость,
можно включать насос.
Рис. 200. Заливка насоса
эжектором.
Вакуум-насосы
Вакуум-насосы подразделяются па сухие и мокрые; сухие насосы в свою
очередь подразделяются на поршневые и ротационные. Сухие насосы должны
Рис. 201. Схема установки мокрого рота-
ционного вакуум-насоса.
защищаться от попадания в них
жидкости. Вакуум-пассгы, откачи-
вающие смесь жидкое ти с возду-
хом, называются мокрыми.
В ротационном вакхум-пасосе
круглый ротор вращается в эллип-
тическом корпусе. При вращении
ротора вода отбрасывается от
центра (в спокойном состоянии
вода пе заполняет всего корпуса
насоса). Сплошное кольцо воды
вращается вместе с ротором, сле-
дуя эллиптической форме корпуса
насоса. Вследствие эллиптической
формы корпуса вода попеременно
поступает па лопатки ротора и
отбрасывается с них, выдавливая
возду х
Благодаря вращению ротора
вода, проходя по корпусу в ме-
стах расширения корпуса (по боль-
шой осп эллипса), всасывает' воздух
через всасывающее отверстие ваку-
ум-насоса, которое в свою очередь
присоединяется к всасывающей
трубе пасоса. Жадность отбрасы-
вается из ротора и замещается
возду хом пли газом.
При дальнейшем вращении
су живающиеся стенки корпуса
заставляют воду поступать обратно
в ротор, сжимая воздух, захва-
ченный в роторе, п выбрасывают воздух через нагнетательное отверстие. По
мере того, как воздух удаляется из всасывающей трубы, начинает посту -
ватт, вода. Нагнетание воды вместо воздуха ие повредит вакуум-насоса.
310
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ ДЛЯ НАСОСОВ НОРМАЛЬНОГО РЯДА
Рис. 202. Расположение трубопроводов для су-
хого вакуум-насоса.
Схема установки мокрого
ротационного вакуум насоса
дана на рис. 201.
При применении сухого
вакуу м-пасоса, чтобы предот-
вратить попадание в пего
воды, установлен стояк вы-
сотой 11 м. Расположение
трубопроводов показано на
рпс. 202. Трубы 1 и 3 состоят
из 3/4" труб, диаметр трубы 2
равен Труба 4 состоит
из 6” или 8''трубы длиной
1л». Труба 1 присоединяется
к трубе 4 па расстоянии 2/3
от верхней части трубы. По
стеклянной трубке 5, уста-
новленной немного выше верхней части насоса, можно определить, когда
пасос залит.
Наиболее широкое применение для заливки центробежных насосов имеют
мокрые вакуу м-пасосы.
ГЛАВА XXXIV
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ДЛЯ НЕФТЯНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
НОРМАЛЬНОГО РЯДА
Типы электродвигателей
Помещения насосных, предназначенные для перекачки различных го-
рячих и холодных нефтепродуктов, характеризуются наличием в них горючих
газов пли паров бензина и всех углеводородов — ог метана до пентана вклю-
чительно, образующих с воздухом взрывчатые смеси; из всех углеводородов
наиболее опасным является газ пентан.
Поэтому электродвигатели, предназначенные для работы в одном помеще-
нии с нефтяными центробежными насосами, должны иметь специальное ис-
полнение, т. е. быть взрывозащищениымп (взрывобезопасными).
Физические свойства указанных взрывчатых смесей различны ихаракте-
ризу юте я:
1) способностью передавать взрыв через зазоры корпуса электродвига-
телей;
2) временем запаздывания взрыва поле появления опасной температуры
в зависимости от температуры воспламенения.
Согласно принятой классификации наиболее распространенные взрыв-
чатые смеси подразделяются по первому свойству на четыре категории и по
второму на четыре группы (см. табл. 24).
Пз табл. 24 следует, что, например, метан образует с воздухом взрыгча-
тую смесь категории 1 и группы воспламенения А, бензин — соответственно
смесь категории 2 и группы А, а пентан — категории 2 и группы Б.
Таким образом, электродвигатели, работающие в одном помещении с неф-
тяными центробежными насоуамп, должны иметь взрывозащпщепнос испод
пение с учетом наиболее опасного газа — пентана, т. е. в исполнении, обозна-
чаемом В2Б.
ИСПОЛНЕНИЕ РОТОРА
311
Таблица 24
Классификация взрывчатых смесей
Катего- рия смеси Группа воспламенения смеси
А Б Г Д
1 Метан, аммиак —- _
2 Бепзин, бутан, домен- ный газ, этан, спирт, то- луол, ксилол Бензол, пентан, ацетальдегид, гексан — —
3 Этилен, светильный газ, коксовый газ (мета- на 40%, водорода 60) — Эфир —
4 Водяной газ, водород Ацетилен Сероводород Сероуглерод
Предельная мощность электродвигателей по взрывозащшцсшюм испол-
нении В2Б для установки их на общей фундаментной плите с центробежными
насосами в настоящее время не превышает 150 кет, так как дальнейшее повы-
шение мощности вызывает большие усложнения конструкции электродвига-
телей.
Для приводов нефтяных центробежных насосов мощностью выше 150 кет,
с п = 3000 об[мин предусматривается специальная конструкция электро-
двигателей с продувкой чистым наружным воздухом.
Такие электродвигатели должны иметь автоматическую блокировку,
так как:
1) включенные под напряжение электродвигатели должны непрерывно
находиться под давлением воздуха, препятствующим засасыванию взрыво-
опасных смесей из помещения:
2) при падении давления ниже безопасного предела электродвигатели
должны автоматически отключаться;
3) включаться электродвигатели также должны автоматически и притом
с запаздыванием по отношению к начальному моменту продувания, гарантирую-
щим предварительное освобождение корпу< а и воздухопроводов от взрыво-
опасных газов, которые могли проникнуть в корпус электродвигателя во время
его остановки.
При отсутствии электродвигателей во взрывобезопасном исполнении,
а также с продувкой чистым возду хом для приводов центробежных насосов
можно использовать серийно выну скаемые заводами Министерства электро-
промышленности нормальные электродвигатели.
Такие электродвигатели устанавливаются в смежном с насосами поме-
щении и соединяются посредством промежуточного вала, проходящего через
сальник, монтируемый в капитальной стене, разделяющей помещения насо-
сов и двигателей.
В США имеется много насосных агрегатов мощностью до 1500 л. с. для
перекачки нефти и нефтепродуктов, установленных вместе с электродвигате-
лями на открытом воздухе Т
В этом случае применяются стандартные электродвигатели с электро-
обогревателями для зашиты обмоток от сырости.
Исполнение ротора
Пуск нефтяных центробежных пасосов, как правило, происходит при
закрытой напорной задвижке с постепенным открыванием последней. Таким
образом, создаются благоприятные условия пуска электродвигателей с по-
1 Лит ль. Насосное оборудование на открытом воздухе, Petroleum Engineer,
март, 1956.
312
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ ДЛЯ Н1СОСОВ НОРМАЛЬНОГО РЯДА
степенно возрастающей нагрузкой, не требующие больших пусковых мо-
ментов.
При пуске же насоса с открытой напорной задвижкой требуемый пусковой
момент электродвигателя нс превышает 5—10% нормального пускового момента
двигателя. Поэтому все электродвигатели для указанных насосов независимо
от мощности, исполнения, числа оборотов и напряжения могут иметь коротко-
замкнутый ротор.
Изоляция обмоток и защитное заземление
В южных нефтяных районах нашей страны максимальная температура
в помещениях горячих нефтенасосных нередко достигает 50°. Допустимое
превышение температуры обмоток над окружающей средой составляет 60°.
Отсюда следует, что необходимый класс изоляции обмоток вэрывозащищен-
ных электродвигателей должен быть не ниже класса В.
Электродвигатели в закрытом взрывогащпщенном (взрывобезопасном)
исполненпн
По заданию Министерства нефтяной промышленности ХЭМЗ с 1949 г.
начал выпуск четырех типов закрытых трехфазных электродвигателей с ко-
роткозамкнутым ротором, с п = 30U0 об)мин, новой серии МА-35, во взрыво-
защищенном исполнении В2Б, с наружным обдувом для привода нефтяных
центробежных насосов.
Электродвигатели серии МА-35 являются модификацией электродвигате-
лей серии МА-140, у которых изменены конструкция корпуса и статорная
обмотка (рис. 203).
Технические данные электродвигателей серии МА-35 во взрывозащищен-
ном исполнении В2Б в отношении к. п. д. кратностей пускового и максималь-
ного моментов к поминальному показывают полную их применимость для
работы в рассмотренных выше условиях (см. табл. 25).
Табл ица 2
Технические данные электродвигателей серий МА35 и КО
Тип М ощность, кет Напряжение, в I статора ч, % cos 9> GiyCK Лтом •^пусн 'Аюм ^макс -'Аюм
МА35-41/2 18 220/380 60,5/35 87,0 09 9,2 1,5 3,3
МА35-42/2 25 220/380 80,7/46,6 89,0 0,9 10,0 2,0 3,0
К032-2 28 380 52 89,5 0,92 6,5 1,2 2,8
КО41-2 35 220 или 380 117,5/68 87,0 0,9 6,0 1,1 25
К042-2 40 380 77 88,0 0,9 6,0 1,1 2,5
М \35 52'2 50 220/380 163/94,1 90,0 0,9 7,5 1,5 3,0
КО51-2 55 380 105 87,0 0,9 7,5 1,3 3,3
К052-2 70 220 или 380 232,5'134,5 87,0 0,91 8,0 1.4 3,8
МА35-62/2 90 220/380 282/163 91,0 0,905 7.5 1,5 3,0
МА35-71/2 125 380 396/228 91,5 0,91 6,5 1,4 2,7
Примечание. Технические данные электродвигателей приведены для мощностей,
соответствующих температуре окружающей среды 55°.
Электродвигатели серив МА35 по особому заказу могут быть изготовлены на 500 в.
Электродвигатели серии КО по особому заказу могут быть изготовлены на 220 и
500 в.
Электродвигатели в исполнении В2Б имеют кабельную коробку, рас-
считанную на ввод четырехжппыюго бронированного кабеля, четвертая
жила используется для защитного заземления.
ПУСКОВОЙ МОМЕНТ
313
Электродвигатели предназначаются для длительной работы в окружаю-
щей среде с темпериту рой 55°, так как имеют обмотку класса изоляции В,
допускающего превышение температуры на 60°.
Пусковой момент
Пусковой момент центробежного насоса при п = 0 равен пусковому
моменту, необходимому для преодоления статического трения вала ротора
в сальниках и подшипниках. Величина этого трения может быть в несколько
раз больше, чем во время работы насоса при установившемся режиме и нор-
мальном числе оборотов. Но в общем пусковой момент центробежного насоса
не превосходит 5—10% крутящего момента при нормальной его работе.
Поэтому даже обычные электродвигатели с короткозамкнутым ротором,
как это указано рапсе, удовлетворяют пуску центробежного насоса. Исключе-
ние представляют насосные агрегаты очень малой мощности — не более
1 л. с. В этом случае при сильно затянутых сальниках пуск пасоса может
оказаться затруднительным.
Центробежные насосы с удельной быстроходностью ns~ 120 при закры-
той задвижке потребуют от 30 до 60% нормальной мощности пасоса; вследствие
этого для насосов низкой и средней удельной быстроходности нормальное
число оборотов без затруднений может быть достигнуто электродвигателем.
Для насосов высокой удельной быстроходности, например, пропеллер-
ных, потребляемая мощность при их пуске с закрытой задвижкой может
достигнуть 200% мощности, потребляемой при их номинальной производитель-
ности. В этом случае обычные электродвигатели с короткозамкнутым ротором
нельзя использовать в качестве привода. Для указанных целей либо потре-
буются электродвигатели, обладающие максимальным моментом при их вклю-
чении, либо необходимо применение специальных методов пуска насоса.
Следует отметить, что при достаточно длинных трубопроводах, запол-
ненных жидкостью, пли коротких, но находящихся под статическим давлением,
пуск насоса аналогичен пуску насоса при закрытой задвижке.
Величина пускового момента электродвигателя складывается из момента,
требующегося на преодоление трепня в сальниках и подшипниках пасоса,
и момента, необходимого для ускорения массы вращающегося ротора пасоса.
Для центробежных насосов, применяемых в нефтяной промышленности,
величины моментов, требующиеся для ускорения масс вращающихся роторов
насосов, незначительны и ими можно пренебречь при определении необхо-
димой величины пускового момента электродвигателя.
Для крупных центроб( жных насосов, применяемых для шлюзов, доков,
ирригации и т. д., указанные моменты достигают значительных величин,
что должно учитываться при определении мощности электродвигателей для
их приводов.
Необходимый момент для достижения ротором насоса заданного числа
оборотов
М = — г2-^- кГсм,
g 30/
где G — вес ротора в кг; г — радиес инерции в c.w; g — ускорение силы
тяжести в см, сек2', п—число оборотов в минуту; t — время в сек., или
мощность
Д' -.
71 620
Тип
МА35-41/2
МА35-42/2
МА35-52 2
МА35-62/2
МА35-71/2
Рис. 203. Электродвигатели серии МА35 в исполнении В2Б.
а — тип МА35-41/2, МА35-42/2; МА35-52/2, МА35-62/2, МА35-71/2:
18
25
50
90
125
а б в г д е ж 3 ад К Л м н 0 П р С т У Ф 9 ю Я Вес, кг
831 443 — 388 110 363 263 200 380 470 620 378 55 4 250_( 210 420 500 364 484 022 14 49 045Н 380
891 473 — 418 110 363 263 230 440 540 620 378 554 250_! 210 420 500 424 484 022 14 49 045Н 420
1048 523 390 525 110 438 298 225 450 600 712 442 615 265_j 250 500 620 — 540 027 16 55 05ОН 720
1282 667 — 615 110 — 327 340 680 790 775,5 472 711 300_! 275 550 700 270 607 027 16 60 055Н 1085
1358 722 — 636 140 — 372 350 700 860 868 518 835 355_115 325 650 820 — 699 034 18 65,5 06ОН 1410
314 ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ ДЛЯ НАСОСОВ НОРМАЛЬНОГО РЯДА
Тип Мощ- ность, кет Асинхрон, об/мин п, % при cos<? при Лт/^н ЛУ п / ЛГ п 2Имакс/ЛГП GD2. кгм а Л1 b d 1 g h i k 7П p I и 1 Вес, кг 1
(окр (окр (окр (окр (окр (окр (окр (окр (окр
35° 55° 35° 55° 35° 55° 35° 55° 35° 55° 35° 55°
КО11-2 8 6 2945 84 82,5 0,91 0,90 5,0 7,0 1,0 1,4 2,4 3,0 0,29 320 235 350 40 410 384 170 228 740 80 386 43,5 12 193
КО12-2 11 8 2945 86 83,0 0,93 0,92 5,0 6,5 1,0 1,4 2,1 3,0 0,43 320 235 350 40 410 384 1 ГО 228 805 80 386 43,5 12 221
КО21-2 15 11 2950 84 82,5 0,92 0,91 5,0 6,0 1,1 1,4 2,2 3,0 0,68 355 270'420 45 465 430 212 245 805 90 455 49 1 4 262
КО22-2 20 15 2950 87 86,0 0,92 0,92 5,0 6,0 1.1 1,4 2,0 2,7 0,98 355 270 420 45 465 430 212 245 875 90 455 49 1 4 315
Примечания. 1. Электродвигатели КО1-2 и КО2-2 исполняются взрывобезопасными для среды, в которой может оказаться взрывчатая концентрация
газов ,'ль паров, относящихся ко второй категории группы В (И2Б), при этом на станине обязательно должен быть знак В2В.
2 Нормально электродвигатели исполняются на 380 в; на 220 и 500 в — по специальному заказу.
3. «тактическое напряжение, на которое изготовлен электродвигатель, указано на табличке мощности.
ПУСКОВОЙ МОМЕНТ
ы
сл
316 БЕССАЛЬНИКОВЫЙ НАСОС С ЭКРАНИРОВАННЫМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕМ
ГЛАВА XXXV
БЕССАЛЬНИКОВЫП НАСОС С ЭКРАНИРОВАННЫМ
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕМ
Для обеспечения полной герметичности насосов особый интерес предста-
вляют иасосы с экранированными электродвигателями.
В экранированных электродвигателях между ротором и статором уста-
новлен неподвижный стакан (экран) из нержавеющей стали.
Такие электронасосы применяются за рубежом в течение последних лет,
однако мощность промышленных экранированных электродвигателей невелика
и к. п. д. сравнительно низок.
Рис. 204. Бессальниковый насос с экранированным электродвигателем.
В отечественной литературе также имеются описания применения таких
насосов 1 тоже на небольшую мощность.
Приводим описание специального вертикального насоса с экранирован-
ным электродвигателем для Q = 900 мА/час, Н = 95 м, п = ЗббЮ об/мин,
перекачиваемая среда — чистая вода с содержанием высокорадиоактивных
механических примесей при t — 230°, давлении в системе 170 кГ/см?
(рис. 204) 2.
Насос изготовлен из поковок из нержавеющей стали.
Нагнетательная спираль для уравновешивания радиальных сил выполнена
с двойной спиралью.
Непосредственно над рабочим колесом в нижнем конце электродвигателя
установлен колоколообразный проставок, служащий температурной защитой
для воды, находящейся в электродвигателе. Кроме того, в проставке поме-
щается лабиринтное j ялотненне, которое сводит до mhhhmj ма нсрсток жид-
кости из насоса в электродвигатель. Температура воды в электродвигателе
поддерживается в пределах 94°.
Радиальные самоустанавливающиеся подшипники состоят из графитовой
втулки, запрессованной во втулку из нержавеющей стали. На вал запрессо-
ваны втулки из азотированной нержавеющей стали. Сферическая поверхность
1 Вишневский, Гл у х а н о в, Ковалев. Аппаратура высокого давле-
ния с экранированным электродвигателем. Машгиз, 1956.
2 Каметти и Мен. Герметические насосы, Mechanical Engineering, 77, № 6,
1955.
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
317
корпуса подшипника, обеспечивающая самоустанавливаемость подшипника,
покрыта стеллитом.
Смазка и охлаждение радиальных подшипников обеспечиваются малень-
ким вспомогательным рабочим колесом, смонтированным на валу насоса.
Для восприятия осевых усилий в обе стороны имеется упорная сегментная
пята типа Кингсбури. Пята состоит из шести графитовых подушек, поме-
щающихся в гнездах нз нержавеющей стали. Упорное вращающееся колесо
выполнено из азотированной нержавеющей стали. Среднее допускаемое да-
вление на подушки 1,4—2,8 кГ/см2.
Для охлаждения электродвигателя вокруг статора установлен змеевпк.
Потери в электродвигателе равны 85 кот.
Вспомогательное рабочее колесо циркулирует охлаждающую воду в ко-
личестве около 1 м3]час для охлаждения статора, ротора и смазки радиальных
и упорного подшипников; затем вода поступает в змеевпк и оттуда обратно
во всасыванпе вспомогательного рабочего колеса.
Для охлаждения циркулируемой воды в змеевике между кожухом электро-
двигателя и статором подается извне холодная проточная вода в количестве
0,6—0,7 м3/час прп давлении 0,7 кГ/см2.
Электродвигатель применяется типа «беличье колесо» напряже-
нием 440 в.
Ротор состоит из поковки из нержавеющей стали.
Неподвижный стакан-экран толщиной 0,51 мм выполнен из трубы
•«Инконел» и запрессовывается в статор. Таким образом, давление передается
на статор. Диаметр ротора 178 мм, длина его 760 мм. Вся система опрессовы-
вается на давление 265 кГмм2.
Кожух электродвигателя и кабельная коробка рассчитаны также на это
давление на случай прорыва жидкости через экран.
Для широкого применения в нефтяной промышленностп насосных агре-
гатов с экранированными электродвигателями должны быть разрешены две
основные проблемы.
1) получение экранированного электродвигателя с достаточно высоким
к. и. д. для мощностей от 30 до 300 кет при п = 2950 об/мин;
2) разработка падежных конструкций подшипников, воспринимающих
радиальные и осевые усилия и смазываемых перекачиваемой жидкостью.
ГЛАВА XXXVI
ТОРЦЕВЫЕ уплоттшя
Для уплотнения вращающихся валов в корпусах центробежных насосов
и других аналогичных машин в последнее время широко применяются устрой-
ства, принципиально отличные от сальников, а именно так называемые тор-
цевые уплотнения. Герметичность между вращающимся валом и корпусом
в уплотнении достигается на трущихся торцевых поверхностях, а не на ци-
линдрической поверхности вала или гильзы, как у сальников с набивкой.
Все торцевые уплотнения состоят в основном из вращающейся и непо-
движной втулок и дополнительных приспособлении для постоянного контакта
уплотняемых поверхностей этих двух основных деталей уплотнения.
На рпс. 205, а представлена типовая конструкция одинарного торцевого
уплотнения. Сальниковая камера заглушена крышкой, в которой установлена
неподвижная втулка. Вращающаяся втулка установлена на валу па свобод-
ной посадке и приводится во вращение нажимной втулкой при помощи ку-
лачкового соединения. Нажимная втулка связана с валом шпонкой
318
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Рис. 205. Торцевое уплотнение.
а — одинарное; б — одинарное балансированное.
Жидкость в сальниковой
камере во время работы на-
соса находится под давле-
нием, которое и удерживает в
контакте тщательно обрабо-
танные и притертые торцевые
поверхности вращающейся и
неподвижной втулок. Воз-
никающее на этих поверх-
ностях давление препятствует
утечке жидкости.
Пружина пли серия пру-
жин обеспечивают контакт
между поверхностями уплот-
нения в случае снижения
давления прп остановке на-
coia, а также компенсируют
износ трущихся поверхно-
стей в осевом направлении.
Усилие пружины через на-
жимную втулку и уплотни-
тельное эластичное кольцо
действует на уплотняемые
поверхности. Положение пру-
жины фиксируется опорным
кольцом, устанавливаемым на
валу при помощи двух полу-
колец.
Эластичное кольцо при-
дает неподвижной втулке
некоторую гибкость в ради-
альном направлении и обес-
печивает герметичность со-
единения между втулкой и
крышкой. Иногда эластичное
кольцо опускается, и пепо
движная втулка трущейся
пары запрессовывается непо-
средственно в крышку.
Эластичное уплотнитель-
ное кольцо предотвращает
утечку жидкости между
валом л вращающейся втул-
кой и обеспечивает некото-
рую гибкость последней в
радиальном направлении.
Уплотнительное кольцо не-
подвижно относительно со-
прягаемых с ним деталей, а
следовательно, не изнаши-
вается.
Для компенсации износа
и неточностей при сборке
между деталями уплотнения
должны быть предусмотрены
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
31Ь>
соответствующие зазоры. Все вращающиеся детали должны свободно пере-
мещаться по валу под действием усилия пружины или иного усилия,
направленного в противоположную сторону.
Конструкция уплотнения должна обеспечивать смазку тру щихся поверх-
ностей с целью уменьшения коэффициента трения и их износа, а также для
отвода части тепла. Утечка перекачиваемой насосом жидкости в количестве
нескольких капель в минуту достаточна для смазки.
Для отвода тепла, создаваемого трущимися поверхностями, сальниковая
камера имеет водяную рубашку. С этой же целью предусмотрено охлаждение
неподвижной втулки подачей воды в крышку.
Если отвод тепла недостаточный, то необходимо об(спечить циркуляцию
перекачиваемой жидкости через сальниковую камеру. Для этого жидкость
из нагнетательной камеры насоса подводится в сальниковую камеру или не-
большое количество жидкости из камеры торцевого уплотнения отводится
во всасывание пасоса.
Одинарные торцевые уплотнения (рис. 205, а) применяются при работе,
под вакуумом и для давления до 25 ат. Давление на у плотняемых поверхностях
в этом типе уплотнения равно давлению жидкости плюс давление от усилия
пружины.
При больших удельных давлениях для валов диаметром более 65 мм
применяются балансированные (у равповешеппые) торцевые уплотнения
(рис. 205, б), причем рабочее давл| нпе достигает 50 кГ/ем? и выше.
В этих уплотнениях у дельное давление на уплотняемых поверхностях
меньше давления жидкости в сальниковой камере. Конструктивно это дости-
гается тем, что площадь уплотняемой поверхности А берется больше той пло-
щади вращающейся втулки В, на которую действует давление жидкости.
Величину удельного давления можно выразить следующим уравнением:
Р = Р + i кГ1см*<
где F — усилие пружпны в кГ\ Р — давление в сальниковой камере в кГ]см2.
Удельное давление для трущихся пар торцевого уплотнения следует
принимать в пределах 5,0—6,0 кГ)см2. Следует отметить, что в отдельных
случаях торцевые уплотнения работают при удельном давлении 10 кГ!см2.
Давление пружины рассчитывается в пределах 25—60 кГ]см2. Давление р
можно сделать очень малым. Однако для хорошей работы уплотнения удель-
ное давление достаточно снизить до пределов, в которых применяются небалап-
сированные уплотнения. В уплотнении (рис. 205,6) удельное давление
в 2,5 раза меньше давления жидкости.
Балансированные уплотнения следует применять также для жидкостей,
обладающих плохими смазочными свойствами, для тех же пределов да-
влений, в которых рекомендуются для хорошо смазываемых жидкостей
небалансированные уплотнения. Для более высоких давлении применяются
специальные торцевые уплотнения с разгрузкой, т. е. со снижением давления
в камере. Для уменьшения утечек перед разгрузочной трубой устанавливается
грунд-букса с минимальным радиальным зазором.
При перекачке нефтепродуктов с высокой температурой и прп наличии
коррозионных жидкостей — кислот, щелочей и их смесей, жидкостей!, содер-
жащих твердые частицы, а также жидкостей, проникновение которых в поме-
щение даже в незначительных количествах недопустимо, — применяются
двойные торцевые у плотнения.
На рис. 206 представлена одна из конструкций двойного торцевого уплот-
нения. Для предотвращения утечки жидкости в сальниковую камеру череа
последнюю должно циркулировать масло под давлением, на 0,7—1,5 ат боль-
320
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
шим, чем давление у сальника. Кроме того, масло обеспечивает смазку и
охлаждение трущихся поверхностей, количество масла см. рис. 92.
По сравнению с одинарными двойные торцевые уплотнения имеют зна-
чительные недостатки, а именно:
а) требуют специальной циркуляционной масляной системы, состоящей
из трубопроводов, насоса, дифференциального регулятора давления, фильтра,
холодильника и т. п.;
Рис. 206. Торцевое уплотнение двойное.
б) имеют утечку масла из сальниковой камеры в перекачиваемый продхкт,
что в некоторых случаях недопустимо;
в) могут применяться при сравнительно низких давлениях, так как их
нельзя выполнить балансированными.
Для уплотнения жидкостей, обладающих плохими смазывающими свой-
ствами, или при работе под вакуумом применяют одинарные торцевые уплот-
нения с подводом смазывающей жидкости на трущиеся поверхности. Конструк-
ция уплотнения этого типа, применяемая при небольших давлениях жидкости
в сальниковой камере, приведена на рпс. 207. Смазка подается па трущиеся
поверхности через серию отверстии в неподвижной втулке, идущих от коль-
цевого коллектора. Обычно смазка подается прп помощи пружинных масле-
нок или циркуляционного пасоса. В качестве смазки используются легкие
смазочные вещества.
Прп работе торцевого уплотнения на сжиженных газах последние, про-
сачиваясь в атмосферу, испаряются, поглощая тепло. Это приводит к образо-
ванию кусочков льда из окружающей влаги. Чтобы устранись заморажи-
вание уплотнения, в водяную рубашку сальника (см. рис. 205, а) иногда необ-
ходимо подавать горячую воду.
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
321
Рис. 207. Торцевое уплотнение одинар-
ное с подводом смазывающей жидкости,
стеллит и сормайт вместе с графи-
Важнейшая проблема, которую необходимо решить при конструировании
уплотнения и которая при удовлетворительном решении обеспечивает длитель-
ную и безотказную работу его, — уменьшение износа трущихся поверхностей.
Износ уплотняемых поверхностей зависит от: 1) величины удельного
давления на поверхностях; 2) окружной скорости; 3) температуры перекачи-
ваемой жидкости; 4) вязкости жидкости; 5) наличия инородных частиц и
коррозионных свойств жидкости; 6) материала уплотнений; 7) каче-
ства обработки трущихся поверхностей; 8) механических качеств насоса —
жесткости вала, отсутствия вибраций, правильности сборки уплотнения и т. п.
Материалы для вращающейся и неподвижной втулок рекомендуется
подбирать в лабораторных условиях на экспериментальных установках. Эти
материалы должны обладать низким
коэффициентом трения. Для работы в
среде различных нефтепродуктов хоро-
шие результаты показали оловянисто-
цинковосвипцовистые бронзы, графит
(неподвижная втулка) и стеллит или
сормайт (наплавляется на поверхность
вращающейся втулки). Неподвижные
втулки изготовляют также из чугуна,
стали, механита, нержавеюще] стали,
керамики, а вращающиеся втулки — из
графита, неопрена, твердой резины,
латуни. Хорошие результаты при ра-
боте в среде сжиженных газов показал
том марки ПК-О.
Для безотказной работы уплотнения недостаточно правильно подобрать
материалы вращающейся и неподвижной втулок, необходимо также обеспе-
чить высокую степень чистоты и правильность геометрических форм трущихся
поверхностей.
Высокая степень микрогеометрпи уплотняемых поверхностей дости-
гается притиркой и полировкой их на специальном оборудовании. Детали
уплотнения необходимо обрабатывать на станках высокой точности, а ка-
чество обработки контролировать оптическими измерительными приборами.
Вязкость перекачиваемой жидкости оказывает большое влияние на кон-
струкцию уплотнения. По мере у величепия вязкости увеличивается толщина
пленки смазочного вещества между уплотняемыми поверхностями, что отри-
цательно сказывается на способности уплотнения удерживать уплотняемую
жидкость. Поэтому для вязких жидкостей необходимо увеличивать усилие
пружины по сравнению с уплотнениями, работающими в маловязкой среде.
При конструировании насоса с торцевым у плотнейшем необходимо исклю-
чить вибрацию вала. Следует также учесть, что в этом случае в валу чаще воз-
никают вибрации, чем прп конструкции с обычным сальником, так как на-
бивка сальника способствует увеличению жесткости вала (см. гл. XX). Нали-
чие абразивов в перекачиваемой жидкостп нарушает трущиеся поверхности
пары и уплотнение выходит из строя.
В среднем уплотнение должно работать от 6 до 12 месяцев. Главной при-
чиной износа уплотнения является перегрев вследствие работы уплотнения
всухую и из-за отсутствия циркуляции охлаждающей среды.
При перекачке легких углеводородов следует обеспечить давление жид-
кости в камере уплотнения на 2—3 ати выше давления упругости жидкого
газа при рабочей температуре. В противном случае пленка между трущимися
поверхностями уплотнения начнет испаряться и расширяться в объеме вслед-
ствие нагрева. Испарение и увеличение объема газа сопровождаются обмер-
занием уплотнения, и частицы льда быстро изнашивают последнее.
21 Заказ 234.
322
ТОРЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Рис. 208. Потребляемая мощность
торцевыми уплотнениями и сальни-
ком с набивкой (диаметр вала
50 мм, п = 1600 об /мин).
1 — сальник с мягкой набивкой; 2 —
сальник с металлической набивкой; 3 —
торцевое уплотнение с графитовой втулкой.
Что касается потребления мощности, то опыты показывают, что при вы-
соких давлениях торцевые уплотнения потребляют болые , ю мощность, чем
сальники с мягкой набивкой, а при сравни-
тельно низких давлениях потребляют мень-
шую мощность (рис. 208) *. В среднем
расход мощности на торцевое уплотнение
равен от 2 до 3 л. с.
Торцевые уплотнения имеют следую-
щие преимущества перед сальниками с
набивками:
1) практически полную герметичность
уплотнения;
2) меньшие габариты;
3) безопасность обслуживающего пер-
сонала и меньшую опасность возникно-
вения пожара при перекачке взрывчатых
или ядовитых веществ;
4) устранение циркуляционной мас-
ляной системы со специальным оборудо-
ванием, подающей уплотнительную жид-
кость в фонарь сальника (для одинар-
ных уплотнений);
5) минимальный эксплуатационный уход, правильно установленное уплот-
нение не требует никакой регулировки в процессе работы;
6) уменьшение объемных и механических потерь с соответствующим
Рис. 209. Торцевое уплотнение с тефлоновыми
уплотнительными кольцами.
увеличением к. п. д. насоса.
Торцевые уплотнения при-
меняются при окружных скоро-
стях на трущихся поверхностях
до 25 м/сек, а также исходя из
pv < 90. Температура на уплот-
няемой поверхности не должна
превышать 200°.
В настоящее время в нефтя-
ной промышленности ши роко
внедряются одинарные и двойные
торцевые уплотнения для насо-
сов, перекачивающих сжижен-
ные нефтяные газы и нефтепро-
дукты до 80°.
В конструкции Гппронефте-
маша (см. рис. 205) все основ-
ные детали изготовляются из
нержавеющей стали, трущаяся
пара состоит из бронзы ОС-5-25
или графита ПК-0 и сормайта. Уплотнительные кольца из бепзомаслосл ойкой
резины ВИАМ-103 по ТУ 1166-51 р МХП.
Одинарные торцевые уплотнения применяются при перекачке темных
и светлых нефтепродуктов, сжиженных нефтяных газов с удельным весом
0,55 и более и спецжидкостей, пе содержащих механических примесей
прп Р < 25 кГ/см2 и t от —30 до -|-80о (см. рис. 205).
Двойные торцовые уплотнения применяются при перекачке кислот и
щелочей, сжиженных газов удельным весом менее 0,55, токсичных спецжид
Вильямс. Торцевые уплотнения. Chem. and Process Eng., апрель 1955.
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
323
костей и жидкостей, содержащих механические примеси, при Р < 25 кГ]смъ
и t от —30° до + 80° (см. рпс. 206).
Для Р > 25 кГ[см2 и t > 80° применяются сальники с мягкой на-
бивкой.
Вместо резиновых колец для температур до 250° с большим успехом при-
меняют манжетные кольца из «Тефлона» (фторопласт), который состоит из
тетрафторэтилена, C2F4. Механические и' физические свойства тефлона не
изменяются в широком диапазоне температур от —35 до -|- 250°. Он не разбу-
хает в жидкости, не прилипает к металлической поверхности и не подвергается
воздействию кислот.
Тефлон имеет следующие физические и механические свойства: 1
Сопротивление разрыву при 20°, кГ/см2 ...............100—170
Удлинение при 20°. %................................. 100—200
Твердость по дюрометру...............................D55—D70
Сжатие при деформации 0,1%, кГ/слг^ ........... 120
Коэффициент линейного расширения при 20—60°..........5,5-10— 5
Теплопроводность, ккал]м2час град.................... 0,21
Удельная теплоемкость, ккал)кг град.................. 0,25
Конструкция торцевого уплотнения с тефлоновыми уплотнительными
кольцами манжетного типа для температуры до 250° показана на рис. 209.
Для температур выше 250° применяются манжетные уплотнител) ные кольца
из нержавеющей сталп.
ГЛАВА XXXVII
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
Работа сальника обусловливает потери перекачиваемой жидкости, проса-
чивающейся между набивкои и валом насоса и служащей для охлаждения
трущихся поверхностей вала и набивкп. Поэтому весьма желательна конструк-
ция пасоса, исключающая применение сальника.
Настоящее устройство, предложенное автором, заключается в следующем
(рис. 210). Вместо набивки в насосе устанавливают втулку 10, причем зазор
между валом и этой втулкой находится в пределах 0,1 мм на радиусе.
Перекачиваемая насосом жидкость просачивается между валом пасоса
и втулкой 10 в объеме Qy литров в секунду.
На корпусе насоса, над камерой сальника, имеется специальный эжектор,
состоящий из всасывающей трубы, смесительной камеры 8, сопла 3, диффу-
зора 2, нагнетательной трубы 5 и выбросной трубы 1.
Жидкость поступает из насоса под давлением в сопло 3 в количестве QY.
Живая сила потока жидкости захватывает просачпвающу юс,я жидкость Qy
из камеры сальника, и суммарный объем жидкости Q± -|- Qy направляется
через выбросную трубу 1 во всасывание насоса.
Производительность эжектора рассчитывают так, чтобы все количество
жидкости, просачивающееся в камеру сальника, откачивалось эжектором.
Тогда в камере сальнпка образуется разрежение (вакуум) и жидкость из насоса
не будет просачиваться через камеру сальника наружу.
Для предотвращения подсоса воздуха установлен небольшой сальник
в крышке сальниковой камеры, и к набивке подводится перекачиваемая жид-
кость или какая-либо другая жидкость извне под небольшим давлением, чтобы
1 Корнелл Л. Политетрафторэтилен, его свойства и применение, Mechanical
Engineering, 75, № 11, 1953.
21*
324
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
смазывать и охлаждать набивку. Для этого достаточна утечка до 5 капель
в мину гу Можно также отрегулировать эжектор таким образом, чтобы
через сальник просачивалось жидкости несколько капель в минуту.
Рис. 210. Бессальниковое устройство.
1 — выбросная труба; 2 — диффузор; 3 — сопло;
4 — прокладка; s — нагнетательная труба; в —
колено; 7 — переходник. 8 — корпус смесительной
камеры; 9 — прокладка; 10 — втулка; 11 — про-
кладка; 12 — переходник; 13 — груддбукса; 14 —
прокладка; 15 — уплотнение.
При установке эжектора на саль-
нике насоса с набивкой эжектор пре-
кратит течь через набивку сальника,
что уменьшит нагрузку на сальник.
Набивка должна быть качественной,
предпочтительно свинцовистая или
из алюминиевой фольги в зависимо-
сти от перекачиваемой среды и тем-
пературы жидкости.
При работе эжектора в комби-
нации с сальниковыми набивками
утечки будут значительно меньше,
чем в комбинации с втулкой, так как
зазоры между валом и набивкой будут
меньше, чем между валом и втулкой.
Такая установка предпочтительна с
точки зрения повышения к. п. д.
насоса.
При работе многоступенчатого
насоса напорная жидкость в
целях экономии энергии (если дав-
ление на всасывании допускает это)
поступает в эжектор из первой сту-
пени насоса.
Отметим преимущества этого
устройства:
1. Отсутствие потерь перекачи-
ваемого продукта.
2. Отсутствие загрязнения пере-
качиваемой жидкости прокачкой в
сальник насоса уплотнительной жид-
кости (при перекачке бензина, хими-
ческих жидкостей и т. д.).
3. Исключение возможности воз-
никновения пожаров и выхода вред-
ных газов, так как вся уплотнитель-
ная система находится под вакуумом.
4. Уменьшение износа вала в
месте соприкосновения с набивкой
сальника.
5. Экономия в стоимости специ-
альных набивок, а также во вре -
мени, которое необходимо для час-
той смены набивки, и, следова-
тельно, уменьшение количества обслуживающего персонала.
6. Уменьшение габаритов насоса вследствие отсутствия глубоких саль-
ников, а также уменьшение пролета между подшипниками, удешевление
стоимости изготовления насосов и увеличение надежности в работе и срока
службы.
7. Возможность переделки на бессальниковый тип насоса любого су-
ществующего насоса с минимальными затратами. В этом случае набивка
сальника играет роль втулок.
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
325
Приводим описание применения бессальникового устройства для различ-
ных случаев, встречающихся в практике, и соответствующие схемы ра-
боты его.
1. При перекачке бензина, керосина, серной кислоты и вообще холодных
жида,остей напорпой жидкостью для эжектора служит перекачиваемая
среда.
2. Для перекачки горячих нефтепродуктов с целью уменьшения паро-
образования в сальниковой камере может оказаться необходимым охлаждать
сальниковую камеру посредством водяного охлаждения, циркуляцией холод-
ной воды через рубашку сальнпка пли даже подводкой холодного продукта
в камеру сальника.
3. При перекачке горячей воды для питания котлов напорной жидкостью
мижет быть перекачиваемая вода.
Примерный расчет эжектора для бессальникового устройства. Для при-
мера рассмотрим расчет пасоса для горячих нефтепродуктов 5НГ-5 х 2 со
следующими данными- Q = 80 ле3/час; Н = 180 ле; t = 300°; у = 0,70 при
300°; п = 2900 об]мин\ N = 65 л. с.
Согласно кривой упругости паров перекачиваемый нефтепродукт при
t — 300° имеет давление насыщенных паров Ht= 10 м ст. жидкости, а при
t = 200° Н\ = 4 м. Принимая во внимание, что вследствие применения водя-
ной рубашки температура в камере сальника снизится до t ~ 200°, подкачки
холодного нефтепродукта не требуется.
Определим величину утечки в месте прохождения жидкости в камеру
сальника, принимая следующие размеры: диаметр вала с?в = 0,075 м\ радиаль-
ный зазор между валом и втулкой s = 0.1 мм\ давление на всасывании
‘ 180 ,
10 м ст. жидкости; давление на нагнетании перед камерой сальника -у +
+ 10 = 100 м ст. жидкости.
Тогда количество жидкости, протекающей в камеру сальника между валом
и втулкой, в л]сек:
Q = vA 1000,
где v — скорость истечения через зазор в м]сек-, А — площадь зазора в ле2,
причем
г = Су J
где Су — коэффициент утечки, для данного случая Су = 0,20; Н — давление
у щели, с нагнетательное! сгороны Н = 100 ле, со стор< вы всасывания Н =
= 10 ле ст. жидкости.
Подшавляя значения, имеем для нагнетательной стороны
v = 0,20 \ 2 9,81 100 = 8,9 м[сек\
А = 7tdBs =
л-0,075-0,1 0,0236 1/2
1000 “ 1000 м
Qy = 8,9 1О00—0,21 л[сек, или 0,75 м3]час.
326
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
Аналогично для всасывающей стороны имеем
v = 0,20У 2-9,81-10 = 2,8 л/сек;
А =
0-0236
Тибо-
2
и
<2у' = 2,8 1000 ~ 0,06 л/сек, или 0,2 м3/час.
Определив величину утечек по обе стороны вала насоса, приступаем
к расчету размеров эжектора.
Используя для напорной жидкости давление первой ступени насоса,
имеем
Н± = + 10 = 100 м ст. жидкости.
Принимая коэффициент истечения через сопло эжектора С = 0,96, имеем
по формуле и1=СУ‘2g скорость истечения через сопло эжектора.
Подставляем численные значения С = 0,96 и Нг = 100 м:
= 0,96 У 2 • 9,81 -100 = 42,6 м/сек.
Принимаем отношение и . Здесь ф*2 — количество
жидкости, откачиваемое эжектором из камеры сальника, в Л/сек, —коли-
чество жидкости, подаваемое насосом через сопло эжектора, в л/сек',
Н2 — давление на выходе эжектора в Н± — давление у сопла эжектора
в м; QiA-Qz — суммарное количество жидкости, подаваемой эжекторОхМ.
Для расчета берем производительность Q2 равного Qy, а именно
0,75 м3/'час.
Принимаем (Д =
Площадь сопла эжектора At = -
= 0,85 л/сек, или 3 м'/час, и Н2 = 100 : 4=25 м.
Qi
V!
откуда
х 0,85-10 ,
А = 42,6~ = 0,199 СМ ’
а диаметр отверстия сопла
, 1/ 0,199-4 п , г ,,
«1 = I/ ---------= 0,50 см, d± - 0,0 мм.
Принимаем диаметр всасывающей трубы эжектора clBC = 3/4", или 20 мм\
„ 0,21-1000 „ е„ ,
тогда скорость во всасывании гвс = ———— = 0,Ь7 м/сек, что допустимо.
4
Пусть диаметр на выходе с/вых = 1", или 25 мм, тогда скорость на
1,06 • 1000 о , ,
выходе гВЬ1х = —— = м1сек’ чт0 допустимо.
“4
Далее принимаем диаметр диффузора с?ДИф = 2с/С0пла = 2d±\ = 2 х
X 5,0=10,0 мм.
БЕССАЛЬНИКОВОЕ УСТРОЙСТВО СИСТЕМЫ АВТОРА
327
Расстояние между выходом из
сопла и входом в диффузор sx берем
равным
— dt + 1 мм = 6 мм.
Длину конфузора сопла нахо-
дим по формуле
j _
с - 2tga/2 ’
где с/х' — диаметр входа в сопло
в мм, принимаем с/х' = 15 м; —
диаметр выхода из сопла в мм;
а — угол конуса, берем а = 21°;
тогда
2с= 2 tg 10,5° 27,2 ММ’ ПР1ШП’
маем 1С = 30 мм.
Аналогично длина диффузора
на выходе определяется по фор-
муле
1 __ ^ДИф ^ДИф
диф — 2 tg 0/2
где г/дИф'—диаметр диффузора на
выходе, t/дцф — 25 мм, t/дцф
диаметр диффузора па входе; 0 —
угол конуса; р — 9°; тогда
, 25—10
/диф — 2 tg 4>5. — 9а мм,
принимаем /ДПф = 100 мм.
Определив все основные раз-
меры, вычерчиваем эжектор
(рис. 210).
На графике рис. 211 показаны
характеристики рассчитанного
эжектора по данным испытаний
испытательной станции Гинро-
нефтемаш для сопла диаметром
5 мм и диффузоров диаметром
6,5; 8 и 10 мм. Из графика видно,
что с увеличением отношения
возрастает Н2 и уменьшается
“диф
Qz. Поэтому в зависимости от вели-
чины напора во всасывании насоса
выбирается величина-^— .
“лиф
Рис. 211. Характеристики эжектора при раз-
личных давлениях рабочей жидкости и раз-
личных диаметрах диффузоров, сопло диа-
метром 5 мм;
Диаметр диффузора: I — 6,5 мм; 2 — 8 мм;
3 — 10 мм.
328
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
ГЛАВА XXXVIII
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Введение
Как было уже сказано в прсдыду щих главах, три параметра — п, Q
и Н — определяют геометрические формы рабочих колес, а следовательно,
и тип насоса. Зависимость между этими параметрами выражается формулой
п„ = 3,65 п —
в rr3/t
Рис. 212. а — колеса диагонального типа; б — колеса пропеллерного (осевого) типа.
При неизменных Q и Н с увеличением числа оборотов п и соответствен-
ным увеличением ns необходимо уменьшить наружный диаметр колеса Dz
приблизительно в таком же отношении. Однако если уменьшать только диа-
метр выхода колеса, то лопатки будут укорачиваться и нарушится правиль-
ность формы проточных каналов колеса.
Если уменьшить пропорционально диаметр входа колеса для заданного Q,
то это повлечет за собой недопустимое возрастание скорости у входа, в резуль-
тате чего резко ухудшится всасывающая способность пасоса.
В этом слу чае для обеспечения работы насоса без кавитации потребуется
значительная величина подпора на всасывании. Поэтому независимо от воз-
растания быстроходности колеса приходится сохранят!., входной диаметр
колеса De или D± прак гпческп неизменным и уменьшать только размеры наруж-
ного диаметра колеса Dz.
Однако для обеспечения необходимой длины профиля лопатки колеса
изменяются одновременно наклон лопатки и конфигурация колеса. С увели-
чением ns лопатка колеса принимает наклонное положение и колесо становится
диагонального типа (рис. 212, а).
В этом случае наружный диаметр колеса Dz больше диаметра входа Da
на незначительную величину. Наконец, при дальнейшем увеличении ns наруж-
ные диаметр колеса Dz становится равным входному диаметру De или Dlr
а лопатки колеса принимают положение, перпендикулярное валу насоса.
При этом колесо напоминает пропеллер самолета, а поток жидкости в таком
колесе получает осевое направление (рпс. 212, б).
Напор, создаваемый колесом насоса с радиальными лопатками, зависит
от скорости, с которой жидкость отбрасывается в касательном направлении
к периферии вращающегося колеса за счет тангенциальных сил.
ПРИНЦИП РАБОТЫ
329
Следовательно, чем больше лопатка отходит от радиального направления
к осевому, тем меньше влияние сил инерции и соответственно меньше скорости
жидкости.
Анализируя график рис. 22, видим, что коэффициент KD^ значительно
увеличивается с увеличением ns.
Таким образом, при увеличении ns вследствие изменения конфигурации
лопаток для заданного напора увеличивается коэффициент А , определяю-
щий наружный диаметр рабочего колеса по формуле D2 = KD° -
Каждое сечение лопатки осевого колеса цилиндрическими плоскостями,
перпендикулярными колесу, начиная от втулки до наружного диаметра ко-
леса, имеет форму профиля крыльев самолетов, т. е. имеют неодинаковую
кривизну наружной и тыльной поверхностей.
Поэтому расчет лопатки производится по теории несу щего изолированного
крыла с использованием результатов продувок в аэродинамической трубе.
В от чичие от работы крыльев самолетов условия работы лопаете! пропеллер-
ного насоса, вращающегося в корпусе с минимальным зазором, близки к ус-
ловиям работы крыла бесконечного размаха в плоскопараллельном потоке.
Размахом крыла называется отношение Л = — , где I — длина в ради
альном направлении; Ъ — длина дуги профиля.
Ушаков 1 рекомендует принимать поправку на взаимное влияние лопа-
стей Кр равной 1,05 — 1,10 в зависимости от густоты решетки.
Удельная быстроходность осевых насосов лежит в пределах ns =
=600 < 1200, в отдельных случаях ng снижается до 450.
С уменьшением ns ухудшается устойчивость характеристик, снижается
к. п. д. и ухудшаются кавитационные качества осевого насоса. Поэтому
не следует применять пропеллерные колеса для сравнительно малых произво-
дительностей и высоких напоров, а нижний предел удельной быстроходности
следует ограничить ng = 450. Для более низких ng центробежный насос с ко-
лесами с пространственными лопатками будет иметь меньшие габариты, более-
устойчивые характеристики, более высокий к. п. д. и лучшие кавитационные
качества.
В книге дается приближенный метод расчета лопаток пропеллерных
насосов на основе теории несущего крыла. Следует отметить, что при про-
ектировании колес этого типа, как и для центробежных насосов, большую,
роль игпает опыт конструктора и наличие хорошей экспериментальной
базы. Для подробного изучения основ теории осевых турбомашин реко-
мендуем обратиться к следующим трудам. 2
Прпнпип работы
У самолетного крыла верхняя поверхность имеет большую кривизну,,
чем нжжняя. Во время полета крыло рассекает воздух, и струйки воздуха,
обтекающие верхнюю выпуклую поверхность крыла, проходят более длинный
путь, чем нижние, и скорость их будет больше скорости нижних струек.
1 Ушаков К. А. Аэродинамический расчет осевого вентилятора. Изд. ЦАГП,
2 У ш а к о в. Аэродинамический расчет осевого вентилятора. ЦАГИ, 1936;
Вислиценус. Теория осевых насосов, Transactions of ASME, 67, № 6, август 1945;
Квятковский. Рабочий процесс осевой гидротурбины. Труды ВИГМ, вып. XV,
1952; Проскура. Гидродинамика турбомашин, Машгиз, 1954; Пфлейдерер.
Центробежные насосы, Берлин, 1955; Кириллов. Газовые турбины и газотурбин-
ные установки. Машги i, 1956. /
330
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Если статическое давление, т. е. атмосферное давление воздуха в спо-
койном состоянии, равно Р и соответствующая скорость равна ги, а на по-
верхности крыла в точке 1 статическое давление равно Рг и скорость равна wlt
то согласно уравнению Бернулли
Р + -2- ew2 = pi + -g-e^i2-
Очевидно, максимальное дав-
ление будет в точке а, где ско-
рость воздушного потока равна
нулю (рис. 213).
Так как скорость на верхней
поверхности крыла больше, чем на
нижней, то и давление на верхней
поверхности крыла будет меньше,
чем на нижнем.. Эта разность дав-
лений создает подъемную силу,
направленную вверх (рис. 214, а)
и равную алгебраической сумме
положительных давлений, перпен-
дикулярных к нижней поверхно-
сти к пыла, и отрицательных дав-
Рис. 213 Линии тока.
лений, перпендикулярных к верхней поверхности крыла. Прп повороте
профиля крыла до положения, показанного на рис. 214, б, мы получаем
профиль лопатки колеса.
Если поместить крыло в воздушном пространстве и оставить его непо-
движным и в то же время придать движение воздушному потоку с заданной
скоростью, то величина и направление сил, действующих на крыло, будут
такими же, как если бы придать движение крылу, а не воздуху.
Поэтому испытания профилей крыльев в аэродинамической трубе произ-
водятся с неподвижными крыльями, которые обтекаются потоком со ско-
ростью ги. Кроме того, как показали опыты, безразлично, в какой среде обте-
каются испытуемые профили — в воздухе или в воде при условии сохранения
числа Re=consl.
На основании теоремы Жуковского имеем следующие соотношения между
«силами, действующими на дрыло под влиянием обтекающего лопатку потока:
Y=cyse^ (1)
X = CxSq^~, (2)
где Y — подъемная сила крыла, перпендикулярная к направлению потока,
в кГ\ Су— коэффициент подъемной сиды крыла; <5' — поверхность крыла
ПРИНЦИП РАБОТЫ
331
в ж2; q = плотность в кГ сек2]м^; для воздуха при t = 20° и р =
=760 мм рт. столба о = 0,122 кГ сек2/ж4; w — относительная скорость
воздушного потока в м]сек; X — сила лобового сопротивления, направленная
параллельно потоку, в кГ; Сх — коэффициент лобового сопротивления.
Коэффициент подъемной силы Су и коэффициент лобового сопротивления
<JX зависят от относительной толщины, от формы профиля и положения про-
филя по отношению к направлению потока, т. е. от угла атаки, шерохова-
тости поверхности и числа Рейнольдса
Re = —.
V
Рис. 215. Поляры.
а — зависимость Сх от Су при различных углах атаки; б — зависимость Су от угла атаки з.
Здесь w — скорость потока в см] сек; I — размах (ширина) крыла в см; v —
кинематическая вязкость в см2)сек; при t = 20° для воды v = 0,01 см2]сек;
для воздуха v = 0,145 см2/сек.
а — угол атаки, угол между линией хорды профиля и направлением дви-
жения профиля относительно невозмущепного потока.
Коэффициент С увеличивается с увеличением угла атаки до критического
его значения, после чего С начинает быстро уменьшаться (рис. 215).
Между коэффициентами С , Сх и углом атаки а существует зависимость,
которая может быть представлена графически кривой, носящей название
поляры (рис. 215); поляра строится по данным продувки различных профилей
в аэродинамической трубе.
Поляры строят двух типов: 1) по оси абсцисс откладывают углы атаки а,
а по оси ординат — коэффициенты Су и Сх; 2) по оси абсцисс откладывают Сх,
а по оси ординат Су, а па полученной кривой отмечают углы атаки.
Кроме того, профили обыкновенно удовлетворяют уравнению
л1макс +Вао,
332
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
где А и В — коэффициенты, определяемые экспериментальным путем для раз-
личных профилей. Это уравнение дает возможность в случае необходимости
утоньшить или утолстить какой-либо профиль. На рпс. 216 показаны обозна-
чения профиля крыла.
Рис. 216. Обозначения профиля.
1 — максимальная толщина; 2 — мак-
симальная кривизна; 3 — средняя ли-
ния профиля; 4 — хорда профиля.
Лобовое соппотивленпе
Лобовое сопротивление крыла состоит из индуктивного и профильного
сопротивлений.
Ввиду того что давление под крылом, обтекаемым потоком воздуха,
больше, чем давление над крылом, воздух будет стремиться перейти из области
повышенного давления в область пониженного давления.
Однако для изолированного крыла частицы воздуха, стремящиеся пере-
текать в область пониженного давления, не могут попасть ни впереди крыла,
ни сзади крыла, так как струйки воздуха, обтекающие нижнюю и верхнюю
Рис. 217. Образование вихрей у кромок
крыла.
Рис. 218. Индуктивный угол
атаки.
поверхности крыла, преграждают им путь. Частицы воздуха могут перетекать
снизу вверх только с торца крыла. С другой стороны, поток воздуха, обтекаю-
щий крыло, стремится снести эти боковые струйки назад.
В результате сложения двух скоростей частицы воздуха двигаются по.
винтовой линии, образуя вихревой шпур, который тянется за крылом (рис. 217).
Вращение шнуровых нитей смещает направление воздушного потока
вдоль крыла, частицы воздуха опускаются и происходит скос потока.
Так как подъемная сила перпендикулярна направлению воздушного по-
тока, то благодаря скосу потока она отклоняется назад. Горизонтальная проек-
ция этой силы, направленная против движения крыла, называется индуктив-
ным сопротивлением (рис. 218).
Чем больше величина подъемной силы и чем больше скос потока, тем1
больше индуктивное сопротивление, возбужденное подъемной силой. Очевидно,
чем больше размах крыла, тем меньше становится скос потока, и для крыла с
размахом, равным бесконечности, индуктивное сопротивление равно нулю.
В пропеллерных насосах, у которых колесо на внешнем диаметре ограни-
чено корпусом насоса и при малых зазорах имеет сравнительно небольшие
утечки, индуктивным сопротивлением можно пренебречь. Поэтому коэффи-
циент подъемной силы для пропеллерных колес можно принимать, как и для
ПОГРАНИЧНЫЙ СЛОЙ
333
крыла с размахом, равным бесконечности. Однако при износе, т. е. с увели-
чением радиальных зазоров между наружным диаметром колеса и корпусом
насоса, индуктивное сопротивление увеличивается и изменяется структура
потока.
Индуктивное сопротивление прямо пропорционально квадрату коэф-
фициента подъемной силы крыла Су2 и обратно пропорционально размаху
крыла:
где I — длина крыла; S — площадь крыла.
(7 2
Cxi = ~Г~ ’
где Cxi — коэффициент ппду ктивного сопротивления.
Профильное сопротивление крыла является сопротивлением трения.
Следует отметить, что тонкие вогнутые профили имеют меньшее профильное
сопротивление, чем толстые. Однако коэффипиеш подъемной силы Су или
у
нагрузка на единицу площади —для топких профилей меньше, чем для тол-
стых. Профильное сопротивление складывается из сопротивления формы и
сопротивления поверхностного трения.
Коэффициент лобового сопротивления выражается уравнением
Сх = Схр + Схг = СХр + .
Погр шпчный слой
Величина профильного сопротивления зависит от пограничного слоя.
Пограничным слоем называется слой воздуха, на который вследствие
его вязкости воздействует обтекаемое воздухом крыло. В пограничном слое
скорость воздуха, непосредственно соприкасающегося с поверхностью крыла,
равна скорости крыла. Таким образом, относительная скорость воздуха равна
нулю в точке соприкосновения с поверхностью крыла и плавно возрастает до
внешней границы пограничного слоя.
Пограничный слой может быть ламинарным и ту рбулентным. Гу рбулент-
ный пограничный слой в равных условиях значительно толще ламинарного
и сопротивление трения во много раз больше, чем при ламинарном.
Прп обтекании как плоской пластинки, так и профиля крыла ламинар-
ный пограничный слой переходит в турбулентный.
Таким образом, чем короче турбулентный пограничный слой профиля
крыла, тем меньше коэффициент профильного сопротивления крыла.
Положение точки перехода ламинарного пограничного слоя в турбулент-
ный зависит от двух условий: от гладкости поверхности крыла и положения
минимального давления на нижней и верхней поверхностях крыла.
Рассматривая распределение давления на поверхности профиля крыла,
мы видим, что давление в передней части профиля больше атмосферного.
У ребра атаки давление равно атмосферному. Далее от ребра атаки Давление
уменьшается до отрицательной величины, т. е. до разрежения.
На участках от ребра атаки до точек наибольшего разрежения воздух
в пограничном слое движется в сторону' все уменьшающегося давления, что
способствует ламинарному течению.
После точек наибольшего разрежения воздух движется в направлении
повышающегося давления, что приводит к переходу ламинарного погранпч-
334
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
ного слоя в турбулентный. Можно считать, что у гладкого профиля погранич-
ный слой будет ламинарным от ребра атаки до точек минимального давления
на верхней и нижней поверхностях профиля.
При увеличении угла атаки точка минимального давления на верхней
части смещается вперед, а на нижней — назад. Общая же длина ламинарного
пограничного слоя остается приблизительно постоянной. Поэтому с измене-
нием угла атаки величина коэффициента профильного сопротивления Схр мало
изменяется.
Величина Схр профиля зависит также от длины хорды, относительных
толщины и кривизны профиля. Однако эта зависимость меньше, чем зависи-
мость от положения точек перехода ламинарного пограничного слоя в турбу-
лентный.
Величина Схр зависит в некоторой степени от скорости, но эта зависимость
становится значительной при скорости, равной 0,65 — 0,75 скорости звука.
При шероховатой поверхности крыла при турбулентном пограничном
слое различные профили будут иметь одинаковые значения Схр.
При увеличении толщины и кривизны профиля немного увеличи-
вается Схр.
Чем ближе к задней кромке крыла при гладкой поверхности будут распо-
лагаться минимумы давлений, тем меньше Схр. Средняя точка перехода к тур-
6ji лентности располагается примерно на 25 — 30 % хорды. У оламинаренных
профилей для больших скоростей точка перехода может лежать на 45 - -55 %
хорды.
Ко эффпциент подъемной сплы
Начиная с критического угла атаки увеличение угла атаки приводит
не к увеличению, а к уменьшению Сумакс. Это объясняется тем, что по меро
возрастания угла атаки повышается величина наибольшего разрежения на
4
Рис. 219. Типы профилей.
1 — симметричный; 2— плоско-
выпуклый; 3 — двояковыпук-
лый; 4 — вогнутовыпуклый.
верхней поверхности крыла, и частицы воздуха,
двигаясь в пограничном слое к задней кромке;
профиля, пройдя точку наибольшего разрежения,
перемещаются в сторону повышающегося давления.
Это значительно уменьшает скорость движения
частиц воздуха в пограничном слое и ведет к
возникновению течения воздуха в обратную сто-
рону с соответствующим увеличением толщины
пограничного слоя. При этом Су уменьшается, а Сх
резко увеличивается и наступает срыв потока.
Очевидно, чем больше угол атаки, при кото-
ром возникает срыв потока, тем больше CVMaiIC
профиля.
Самаке в большой степени зависит от относи-
тельной толщины, кривизны, очертаний профиля и
также от числа Рейнольдса Re. Чем больше Re,
тем больше Суыаис профиля.
В основном профили могут быть симметрич-
ные, плосковогнутые, двояковыпуклые и вогнуто-
выпуклые (рис. 219). Наибольшее применение для
пропеллерного типа колес имеют плосковыпуклые и вогнутовыпуклые про-
фили. Величина Су при одинаковых углах атаки больше для профилем во-
гнутовыпуклых, имеющих большую кривизну средней линии профиля. Сим-
метричные тонкие профили имеют значительно меньший Су швс. Наибольший
Су макс имеют профили с толщиной, равной 12—15% хорды, и кривизной
средней линии профиля 2—4%.
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТА ЛОПАСТИ НОЛЕСА
33!
Наибольшее применение для колес пропеллерных насосов имеют профили
с относительной толщиной от 2 до 6 % для периферийных профилей и от 5
до 18% для втулки. Относительная вогнутость профилей изменяется от 0,5
до 3% для периферийных профилей и от 2 до 6% для втулки.
Расчет элемента лопасти колеса
Если Y — подъемная сила профиля, а X — сила лобового сопротпвления.
то действующая сила Р (рис. 214)
Р =УУ* + Хг, (1).
а тангенциальная составляющая силы Р
PU=P cos [90° - (р + Я)] = Р sin (р + Я), (2)
X
где tg Я = -у-качество профиля; Я принимается равным 1° в качестве пер-
вого приближения; после того как найден Су, Я определяют по поляре профиля
и в случае необходимости Су рассчитывают для нового значения Я; р — угол,
образуемый средней относительной скоростью потока w с окружной скоростью
лопатки и на радиусе г.
Тогда развиваемая мощность
N = Ри sin (р + Л). (ЗУ
Мощность элемента лопатки колеса при числе лопаток z
zdN = zPuudr, (fi)
или, подставляя значения Ри из уравнения (2), имеем
zdN = zPudr sin (Р 4- Я). (5),
Мощность элемента лопатки колеса при числе лопаток z также равна
zdN = Jl-^^dQy. (6)
Из уравнений (5) и (6)
Hjeo^dQy = zPdru sin {Р -|- Я), (7)
откуда
р =___. (8)
zd.ru sin (/?+Я) '
Элементарный расход
dQ = ztdrcr, (9)'
. nD
где t — шаг в м, t = —у ;
здесь z (число лопаток колеса) изменяется от пяти до трех; для низких ns
принимается большее число лопаток; ст—меридиональная скорость в м/сек.
Действующая сила
а подъемная сила У, действующая на один профиль решетки,
Y — CVS-^-, (11>
336
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
где q = —-; S — площадь одного профиля решетки при I = 1, т. е. на еди-
ницу длины лопатки
s = hl=bl = b.
Подставляя S в уравнение (11), имеем
У _ Cyb W-.
(12)
(13)
Подставляя значение Y в уравнение (10), получаем
wa
Р = СуЬ^~-----
в 2g cos Л
(14)
Подставляя значение
в уравнение (8), имеем
Р из уравнения (14) и dQ из уравнения (9)
b-r- WZ = //тС0Р ZtdrCrV
v 2g cos Л zdru sin (fl -f- Л) ’
Cvb
(15)
решаем относительно Су:
__ о г, гг 1 cos Л
SIIJ (/?+Л) ,
(16)
t t
где ----густота решетки; для наружного диаметра колеса принимается
в пределах 2,0—1,0, большее значение — для высоких ng и больших значе-
ний угла установки /?. Для втулки ~ U.65 4- 0,80 для первого приближе-
ния при расчете. Окончательно значение для втулки получается при
вычерчивании колеса после того, как в плане нанесены радиально распо-
ложенные входная и выходная кромки.
Опыты показали, что при обтекании изолированной лопасти линии токов
на достаточно большом расстоянии выравниваются и направление и величина
скорости w остаются неизменными.
При прохождении между лопатками решетки лилии тока деформируются
и скорость w отличается от скорости по направлению и по величине. Оче-
видно, что отклонение потока уменьшает относительную скорость w. Средняя
расчетная скорость принимается равной биссектрисе угла отклонения 0
(см.
рис. 220).
Из скоростной диаграммы видно, что в этом случае направление абсолют-
скорости с не совпадает с осевым направлением и появляется тангенциаль-
скорость си.
Действительно, создание напора в решетке лопастей возможно при на-
личии скорости закручивания си. Теоретический напор уменьшится на вели-
ки2
чину, равную или меньшую —, при наличии выправляющего аппарата,
который, раскручивая поток, преобразует частично динамический напор
с 2
в полезный напор-
Снижение величины особо.' скорости сг также дает некоторое повыше-
ние полезного напора.
ной
ная
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТА ЛОПАСТИ НОЛЕСА
337
Рис. 220. Картина потока в решетке лопастей пропеллерного колеса и
диаграмма скоростей.
Рис. 221. Влияние зазора на изменение
напора.
Профильное сопротивление или сопротивление трения определяется
коэффициентом полезного действия профиля ^пр. Величина ^пр, как и коэф-
фициент профильного сопротивления С*р, зависит от угла атаки, длины хорды
и формы профиля. Для углов атаки в пределах а = 2 4- 7° величину профиль-
ного к. п. д. можно принять посто-
янной и для угла установки /3 =
= 10° ?7Пр = 0,90, а для /? = 30°
jjnp = 0,96.
Влияние зазора выражается в
перетекании жидкости из области
повышенного давления в область
пониженного давления в резуль-
тате чего снижается напор и в
значительнб меньшей степени про-
изводительность. С увеличением
зазора увеличивается индуктивное
сопротивление, что и обусловли-
вает потерю напора. На рис. 221
показаны средние значения попра-
вочного коэффициента1 А'ва8 =
Н' 2iS
-----в зависимости от -т-—тт— 100,
^тсор
где s — радиальный зазор; D — наружный диаметр рабочего колеса,
a .Det — диаметр втулки.
Уменьшение производительности вследствие утечек в зазоре сравнительно
невелико вследствие низкого напора и большой производительности пропел-
лерных насосов.
1 Ушаков К. А. Аэродинамический расчет осевого вентилятора ЦАГИ, 1936.
22 закав 234.
338
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Утечка равна
= ^н,
(17)
где Qy — утечка в л/сек-, СуТ — коэффициент утечки, Сут = 0,24; D — на-
ружный диаметр колеса в мм; з — радиальный зазор в мм; Н — разность
давлений по обеим сторонам зазора в м.
Объемный к. п. д. насоса
% = Q+Qy ‘ (18^
Общий к. п. д. насоса определяется по формуле
Ч — ’fap’fap’faas’fa’fa,
(19)
где ??м — потери на дисковое трение, потери в подшипниках и сальниках.
Чтобы определить в первом приближении Нтео$, необходимо задаться
величиной т^нр. Поэтому следует проверить равенства
UC-, Т^теор — g (20)
и Н теор 9гг ’fap — jj (21) теор
и в случае необходимости повторить расчет.
Следуя сказанному, задаемся расчетным напором Н и определяем
Меридиональная по формуле ^те°Р Г} Г] • (22) ''кр 'пр 'эаз скорость сг принимается постоянной и определяется сг = , (23)
где Чкв = ^-2&. (24)
©еэкв определяется по формуле
De =KD
еэкв ие экв л ’
а коэффициент KDe экв определяется по графику рис. 222,
0_
% ’
ГД© Чо— объемный коэффициент % = 0,95 4-0,90-
Найдя значение Д.8М, имеем из уравнения величину £>вт, и тогда
Рвт = 1/ & — D* .
ПА Т еЭКВ
Отношение К = изменяется в пределах 1,5—2,5.
вт
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТА ЛОПАСТИ КОЛЕСА
339
Большая величина К соответствует высоким значениям ns- Если
К С 1,4, то следует перейти к многоступенчатой конструкции.
Наружный диаметр колеса определяем по уравнению
D = К -1Л—,
и п
(25)
где К0 находим по графику рис. 222 для принятого значения ng. Число
оборотов в минуту определяем по формуле
ns
Рис. 222. Кривые коэффициентов для расчета пропеллерных колес раз-
личных удельных быстроходностей; число лопаток z = 4.
окружную скорость
TiDn
Io-’
(27)
и
Относительная скорость w из треугольника скоростей
W = [/ Сг2 -р 1Ди2 ,
(28)
где wu — проекция относительной скорости на окружную скорость.
Кроме того,
wu = и — си, (29)
где си — проекция абсолютной скорости на окружную скорость. Тогда для
входа
W’l = V сг? + («К — си)2 . (30)
а для выхода
= Т сг? + (к2 — cU2)2, (31)
где cU2 — проекция абсолютной скорости на выходе.
340
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Принимаем сг = сГ1 = сГл = const и иг = и2 = const, тогда средняя отно-
сительная скорость
w =
2
(32)
Величина и вычисляется для каждого радиуса г элементарного колеса.
Угол потока жидкости /?, или угол между относительной скоростью w
и окружной скоростью и,
с.
^^ = arctgT=^72 • <33>
Определив величины HTeov, сг, и, w, р и задавшись значениями
t
Ъ
и Я, определяем по уравнению (16) коэффициенты Су для профилей в ре-
Рис. 223. Различные формы профилей.
шетках лопаток на нескольких радиусах (не менее четырех) цилиндри-
ческих плоскостей, которые делят колесо на элементарные колеса.
Используя результаты продувок в аэродинамической трубе, выбираем
профиль для каждого радиуса найденного значения Су, соответствующий
С_
угсл ататш а и tgA -= .
Значения -у- (густота решетки) даны на графике рис. 222 в зависи-
мости от Пд колеса j для наружного диаметра колеса. Величины для
промежуточных значений получаются с чертежа. Отношение изменяется,
оно уменьшается с уменьшением радиуса.
Также следует ввести поправку в значение Су в зависимости от числа
Re = -^.
V
По кривым зависимости коэффициента подъемной силы Су и угла
атаки а' для профилей бесконечного размаха определяем для найденного
значения Су тип профиля и угол атаки а .
На рис. 223 даны формы профилей, применяемых для лопаток пропел-
лерных колес, а на рис. 224 — кривые зависимости коэффициента подъемной
силы Су и угла атаки а' для профилей бесконечного размаха. 1
В табл. 26 приведены основные размеры профилей для рис. 223.
На рис. 225 показаны обозначения, принятые в табл. 26.
Пфлейдерер К. Центробежные насосы. Берлин, 1955. стр. 301 и 302.
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТА ЛОПАСТИ НОЛЕСА
341
При утолении или утол-
щении профилей против значе-
ний, указанных в табл. 26, сле-
дует пользоваться следующими
уравнениями:
для профилей 428. 682
364, 480
С у- 4,8—Г + 0.092 а';
у ъ
для профилей 408, 490
436, 387
Су 4,40 +0,092 а';
О ’
для пр< филей 622, 623,
624, 384
С +0,092 а';
ь
для профилей 608,609, 610
Су 5,0 —~ + 0,092 а'-,
для профиля Muni 6
Су 1.30 J~c +0,106 а',
и ь
где </Maltc — максимальная тол-
щина профиля;
для профиля NACA 23012
Су = 1,08 + 0,106 а'.
и ь
Получив /3 по формуле
(33), находим угол установки
лопатки
Рис. 224. Зависимость между коэффициентом
подъемной силы Су и углом атаки а' для раз-
личных профилей бесконечного размаха.
?’ = ? + а'. (34)
Определив все необходимые данные,
строим лопатку пропеллерного колеса.
( ледует отметить, что размеры
решеток па внешнем диаметре колеса
в основном определяют характеристики
и кавитационные качества колеса, ре- Рис 225 обозначения размеров про-
шетки же у втулки менее влияют на филя для табл. 26.
работу колеса.
Гидравлический к. и. д. решетки определяем следующим образом. Из ура-
внения (3) развиваемая мощность колеса
А = Ри sjn (/? + Я).
(35)
22* Заказ ц:<4
342
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
X 0 1,25 2,5 5,0 7,5 10 15 20 30
361 Уо 0,85 4.05 5,45 7,30 8,60 9,65 11,00 11,85 12,50
Уи 0,85 0,00 0,05 0,35 0,55 0,65 1,05 1,30 1,70
381 Уо 4,15 7,25 8,95 11,45 13,40 14,95 17,15 18,55 19,70
Уи 4,15 2,25 1,55 1,10 0,80 0,55 0,30 0,15 0,00
387 . Уо Уи 3,20 3,20 6,25 1,50 7,65 1,05 9,40 0,55 10,85 0.25 11,95 0,10 13,40 0,00 14,40 0.00 15,05 0,20
408 , Уо 1,15 2,95 3,80 5,00 6 00 6,70 7,70 8,40 9,05
Уи 1,15 0,25 0,00 0,20 0,40 0,65 1,00 1,20 1,30
417 , Уо 0,65 2,50 3,75 5,05 6,25 7,05 8,15 8,85 9,30
Уи 0,65 0,05 0,25 0,70 1,10 1,50 2,20 2,55 3,65
428 , Уо 1,25 2,75 3,50 4,80 6,05 6,50 7,55 8,20 8,55
Уи 1,25 0,30 0,20 0,10 0,00 0,00 0,05 0,15 0,30
4о6 Уо 2,50 4,70 5,70 7,00 8,10 8,90 10,05 10,25 11,00
Уи 2,50 1,00 0,20 0,10 0,05 0,00 0,00 0,00 0,00
443 Уо Уи 0,00 0,60 0,85 1,15 1,45 1,60 1,90 2,15 2,50
480 Уо 2,55 5,10 6,15 7,65 8,85 9,80 11,25 12,10 12,85
Уи 2,55 0,80 0,30 0,05 0,00 0,10 0,45 0,70 1,10
490 Уо Уи 2,00 2,00 3,60 0,85 4,60 0,50 5,95 0,15 7,00 0,00 7,70 0,00 8,65 0,20 9,20 0,40 9,60 0,95
587 Уо 0,60 1,65 2,10 2,90 3,60 4,15 5,15 5,85 6,55
Уи 0,60 0,10 0,00 0,05 0,15 0,30 0,60 0,70 0,85
593 Уо 3,00 5,50 6,50 7,85 8,90 9,75 10,95 11,50 12,00
Уи 3,00 1,80 1,35 0,85 0,55 0,40 0,25 0,15 0,10
622 Уо 2,40 3,75 4,50 5,45 6,15 6,60 7,30 7,70 8,00
Уи 2,40 1,45 1,05 0,60 0.35 0.25 0,15 0,05 0,00
623 Уо 3,25 5,45 6,45 7,90 9,05 9,90 10,95 11,55 12,00
Уи 3,25 1,95 1,50 0,90 0,35 0,20 0,10 0,5 0,00
624 Уо 4,00 7,15 8,50 10,40 11,75 12,85 14,35 15,30 16,00
Уи 4,00 2,25 1.65 0,95 0,60 0,40 0,15 1L0.05 0,00
682 Уо Уи 2,50 2,50 4,55 1,05 5,55 0,60 7,00 0,25 8,05 0,70 8,90 0,00 10,00 0,05 10,65 0,20 11,20 0,55
NACA У0 0,00 2,67 3,61 4,91 5,80 6,43 7,19 7,50 7,55
23012 Уи 0,00 —1,23 —1,71 —2,26 —2,61 —2,92 —3,50 —3,97 —4,46
Munk Уо 0,00 1,98 2,81 4,03 4,94 5,71 6,82 7,55 8,22
6 Уи 0,00 —1,76 —2,20 —2,73 —3,03 —3.24 —3,47 —3,62 —3,70
Мощность, затрачиваемая на трение решетки колеса
7VTp = Ww,
где
W = Р sin Я,
подставляя, имеем
2VTp = Pw sin Л.
Гидравлический к. и. д. решетки колеса
’7г =
IV
(36)
(37) >
(38)
РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТА ЛОПАСТИ НОЛЕСА
343
Таблица 26
40 50 60 70 80 80 95 100
12,10 11,10 9,50 7,55 5,35 2,90 1,55 0,10
1,85 1,80 1,55 1,25 0,90 0,45 0,20 0,10
19,15 17,55 14,95 11,80 8,05 4,15 2,15 0,00
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
14,60 10 35 11,35 8,90 6,15 3,25 1,75 0,15
0,40 0,45 0,50 0,45 0,30 0,15 0,05 0,15
8,95 8,40 7,45 6,25 4,95 3,45 2,50 0,75
1,30 1,20 1,05 0,85 0,60 0,30 0,10 0,75
9,15 8,55 7,55 6,25 4,50 2,40 1,20 0,00
3,90 3,65 3,20 2,50 1,70 0,80 0,40 0,00
8,35 7,80 6,80 5,50 4,20 2,15 1,20 0,00
0,40 0,40 0,35 0,25 0,15 0,05 0,00 0,00
10,45 9,55 8,20 6,60 4,60 2,45 1,25 0,00
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
2,50 2,35 2,05 1,60 1,15 0,65 0,30 0,00
12,60 11,60 10,00 7,85 5,45 2,85 1,45 0,00
1,45 1,55 1,50 1,25 0,85 0,40 0,20 0,00
9,05 8,55 7,45 6,05 4,40 2,50 1,45 0,15
0,80 0,80 0,60 0,40 0,15 0,00 0,05 0,15
6,60 6,10 5,40 4,50 3,45 2,35 1,80 1,05
0,80 0,45 0,20 0,00 0,05 0,55 0,85 1,05
11,70 10,85 9,45 7,65 5,50 3,00 1,65 0,00
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
7,80 7,10 6,15 5,00 3,55 1,95 1,15 0,20
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
11,70 10,65 9,15 7,35 5,15 2,80 1,60 0,30
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
15,40 14,05 12,00 9,50 6,60 3,55 2,00 0,50
0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
10,90 10,05 8,65 6,90 4,85 2,55 1,35 0,00
0,75 0,80 0,85 0,75 0,60 0,35 0,15 0,00
7,14 6,41 5,47 4,36 3,08 1,68 0,92 0,00
—4,48 —4,17 —3,67 —3,00 —2,16 —1,23 —0,70 0,00
8,05 7,26 6,03 4,58 3,06 1,55 0,88 0,00
—3,90 —3,94 —3,82 —3,48 —2,83 —1,77 —1,08 0,00
Подставляя найденные значения для N и 7VTP из уравнений (3) и (37),
имеем
_ Pu sin (/?+Я)—Pw sin Я
Ри sin (0+Я) ’
или
. w sin Я //ГА
»2г = 1-------- ,о- , -г - (40)
' и Sin(/J4-z) ' '
Следует отметить, что в данном уравнении является гидравлическим
к. п. д. только решетки колеса, а не насоса, так как он не включает потери
во всасывающем подводе, в спиральном отводе или в направляющем аппарате.
Поэтому определение решетки колеса не имеет практического значения.
344
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОСПЕЛЛЕННЫЕ НАСОСЫ
Диффузср и выпрямляющий аппарат
Для лучшего использования скоростного напора осевой слагающей абсо-
сг
лютной скорости q за колесом применяют диффузоры, а для использования
скоростного напора тангенциальной слагающей абсолютной скорости q -%-
выпрямляющие аппараты. Обыкновенно выпрямляющий аппарат комбипи
руется вместе с диффузором и называется направляющим аппаратом.
Для уменьшения потерь на входе лопатки выправляющей части напра-
вляющего аппарата проектируют так, чтобы абсолютная скорость потока С2
при поступлении в выправляющий аппарат имела небольшой угол атаки, т. е.
чтобы угол лопатки а3 был на несколько градусов больше угла потока az.
Угол выхода выправляющего аппарата может быть равен 90° или на 10—15°
больше, так как имеет место остаточное закручивание потока.
Для сравнительно низких ng для колес с радиальными и пространствен-
ными лопатками угол выхода выправляющего аппарата принимается рав-
ным 90°, а для осевых насосов 100—105°.
тт t лЛ t
Число лопаток определяется из отношения —, где t = — , а — =
= 1,5 4-2. Большая густота решетки не рекомендуется, так как это влечет
за собой уменьшение живого сечения. Для уменьшения аксиального скорост-
ного напора выправляющий аппарат для последней ступени имеет конусность
приблизительно в 9°.
Характеристики
Характеристики пропеллерного насоса в основном подобны характери-
стикам центробежных насосов высоких удельных быстроходностей.
В пропеллерных насосах с хменьшенисм производительности против нор-
мальной увеличивается радиальный поток жидкости от втулки по направле-
нию к наружному диаметру колеса и возникают кольцевые вихри, которые
достигают максимального значения при Q = 0. Вследствие этих вихрей напор
и потребляемая мощность резко увеличиваются при уменьшени я подачи про-
КАВИТАЦИОННЫЕ КАЧЕСТВА ПРОПЕЛЛЕРНЫХ НАСОСОВ
345
тив нормальной и кривые Q — Н и Q — N круто поднимаются. Следует от-
метить, что характеристики пропеллерного насоса имеют нестабильную зону,
имеющую седлообразное форму при производительное ги, приблизительно
равной половине нормальной. Причем, чем ближе величина Су к максималь-
ной, тем более нестабильны характеристики.
На рис. 226 показана типовая характеристика пропеллерного насоса
для 7ig= 735.
Характеристики пропеллерного колеса можно изменять двумя способами,
изменением ут ла установки лопатки, а также увеличением илп уменьшением
втулки колеса. Наиболее целесообразен первый способ, так как в этом случае
Рис. 227. Характеристика пропеллерного насоса при различных углах поворота ло-
паток.
1 —Г в= 11°, ng = 615; 2—0= 14°, ng = 685; 3 — О = 17°; ng = 725; 4 = 20°, ng = 775
5—<0 = 25°, ng = 890; 6 —О = 30°, ng = 985; 7 —=i 35°, ng = 1090; 8 — <3 = 40°, ng = 1210.
можно регулировать производительность в широки-: пределах при практи-
чески постоянных к. п. д. и напоре.
При увеличении втулки колеса производительность уменьшается, напор
несколько возрастает, а к. п. д. снижается. Так как при увеличении втулки
средний диаметр колеса возрастает, то и напор соответственно увеличивается,
всасывающая способность колеса ухудшается.
На рис. 227 показаны характеристики пропеллерного колеса при раз-
личных углах установки лопаток.
Кавитационные качества пропеллерных насосог
Как уже говорилось выше, в пропеллерных насосах явления кавитащ и
не выражены столь отчетливо, как у насосов с радиальными лопатками, по-
этому7 полного срыва характеристик может пе наступить. Кавитацпя в про-
пеллерном насосе определяется падением к. п. д.
Расчет необходимого подпора или допустимой высоты всасывания произ-
водится по формуле
‘О’
\ '-'кр /
тде для осевых насосов с ng — 800 Ч- 1060 можно принять Сир = 120^
346
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Коэффициент Скр резко ухудшается для пропеллерных насосов низ-
ких ns. Так, например, для пропеллерного насоса быстроходностью 310 имеем
Скр = 500.
Вообще всасывающая способность пропеллерного колеса улучшается
с у меныпением значения Су, т. е. с увеличением суммарной поверхности лопа-
ток.
Если при всех условиях высота всасывания окажется недостаточной, то
следует снизить напор на колесо, т. е. увеличить число ступеней и соответ-
ственно повысить п„.
О
Поверочный расчет пропеллерного колеса типа завода «Борец»
Насос для перекачки раствора сернокислого алюминия рассчитан на сле-
дующие условия: Q = 105 м3!час, Н = 3,4 л», п = 2950 об1мин при t = 80°.
Удельная быстроходность
ns =
з-б5-ж°К»
3,4,/4
= 735.
Определяем наружный диаметр колеса по уравнению (25).
По графику рис. 222 для ng = 735 KD = 177; подставляя, имеем
О 177-0.110*
По графику рис. 222 отношение = 2,3 и
^вт
пвт = “0 = 48 мм.
Определяем потери на утечку через зазор, принимая величину ради-
ального зазора s = 0,3 мм и Сут = 0,24:
<?у = °’24'^-оо° 0’3 К19>6- 3,4 = 0,203 л/сек
Требуемая производительность
Q = = 2н л/сек
v 0,0
и объемный к. п. д.
п — 29 — 0 99
'° ~ 29+ 0,203 — и’
Принимаем расчетную производительно, п Q' — 30 л/сек, тогда осевая ско-
рость
0.030 о ,
сг =---------------------— 3,9 MjctK-.
(0,110*—0,048*)
окружная скорость
п -0,110 - 2950 лп ,
= ------кл----= 17 м сек-
ьи
2s
Определяем теоретический напор. По графику рис. 221 для & 100 —
2 -0,3 100 „ оп
— но—ая I’9 — 0,90.
РАСЧЕТ ПРОПЕЛЛЕРНОГО НОЛЕСА ТИПА ЗАВОДА «БОРЕЦ»
347
Принимаем = 0,94 и ^пр = 0,92, тогда
'йтеор = 0,90 - 0,94 - 0,92 = 4,32 м
и проекция абсолютной скорости потока
4,32 9,81 о ,
си = — — = 2,50 м/сек.
Проверяем принятую величину 4iqi = 0,94.
4 32
19 В
=°’925-
Берем 7jKP = 0,93, тогда //теор = 4,37 и си= 2,5 м/сек. Проверяем:
447 J’5’
4,37 19-6 _ л ПЭ
»7кр — зу — 0,93.
Проекция относительной скорости потока
wu = 17 —= 15,8 м/сек.
Относительная скорость потока
w = |/ 3,92 + (17 — 4^’ = 16,2 м/сек
L Р = arctg = 13°50'.
По графику рис. 222 принимаем густоту решетки -£-= 1,14 и согласно
уравнению (16)
=2g-4,37 • 1,14 уу -yg-jp- sin|13o50,+p.j- = 0,334.
Для~втулки имеем:
окружная скорость
л 0,048 - 2950 „ , ,
и =------Хут--= 7,4 м сек\
ьи
проекция абсолютной скорости на окружную скорость
4,37 • 9,81 с оп ,
си =-----— = 5,80 м/сек-,
проекция относительной скорости на окружную
wu =- 7,4 — 4у = 4,5 м/сек,
угол потока жидкости
Р — arctg = 40°50';
относительная скорость
w = ]/ 3,92+4,52 = 6,0 м/сек.
348
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Принимая для втулки величину^- = 0,71-^- (для периферии), имеем
-р- 0,71-1,14=0,810 и, подставляя все найденные величины в уравне-
ние (16), имеем:
Су 2g-4,37-0,810 = -(40 5(/+р) I-52-
Рис. 228. Модельные сечения пропеллерного колеса.
Развертка профилей: а — профиль па К = 55; б — то же на H = 52 9; в — то же на В = 45,9; г --
то же на R = 38,5; д — то же на R — 29,4; е — то же на К «= 26,4.
Для полеченных значений Су выбираем профиль из атласа профилей;
для найденного профиля заданному значению Су соответствует определенный
угол атаки. Расчет обыкновенно ведут для пяти цилиндрических сечений ко-
леса, отстоящих на равном расстоянии. Профили выбирают так, чтобы ло-
патка утолщалась по мере приближения к втулке колеса. Таким образом, на
nepndiepnn колоса будет самый тонкий профиль и соответственно у втулки
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
349
характеристик, полученных
самый толстый В нашем случае, для Су = 0,334, можно принять профиль 443
(см. рис. 223) и соответствующий угол атаки а = 2°45', а угол установки ло-
патки /3 = 13°50' + 2°45' = 16°35'.
Величину Су выбирают такой, чтобы она была значительно меньше Срмакс,
т. е. чтобы лопатка не была очень нагружена. При работе близь Самаке
кривая Q — Н становится нестабильной и ухудшается всасывающая способ-
ность колеса.
Следует отметить высокое значение полученного Су для втулки ко-
леса 1,52. Поэтому выбираем профиль с толщиной 12—15% хорды, имеющий
наибольший Самаке. Такому профилю соответствует профиль 387
(см. рис. 223) с Су = 0,92 при а' = 3°. Тогда < /3 = 40°50' 4- 3° = 43°50'.
В нашем примере расчет приведен для двух крайних сечений. На рис. 228
даны построение колеса и модельные сечения.
Построение характеристик пропеллерного насоса расчетным путем при
настоящем уровне знаний ненадежно. Наиболее приближенным способом
является использование типовых безразмерных
для данных значений ng и пересчитанных на
заданные параметры. Метод пересчета подобен
методу, изложенному в главе V.
Расчет направляющего аппарата
Определяем угол потока аг на диаметре
D = 110 мм-.
а% = arctg — arctg ф? = 57°20'.
CU
Принимаем угол а3 = 60°.
Аналогично для втулки колеса на диаметре
3 9
D = 48 мм, аг = arctg = 34° берем угол
а2 = 36°.
Литейный угол направляющего аппарата
= 100°.
На рис. 229 дано построение профилей лопаток направляющего аппарата.
а 6 6
Рис. 229. Направляющий ап-
парат пропеллерного насоса.
а — профиль на R = 40; б — то
же на Н= 28; в — тоже на
й= 52,5.
на выходе принимаем а. =
Описание конструкции
На рис. 23G показан общий вид насоса. Насос состоит из опорной стойки 1
с корпусом подшипника и отвода 2 с нагнетательным патрубком, комбиниро-
ванным с плитой; далее помещается колонка труб 3 с промежуточным под-
шипником, корпус насоса 4 и 5 и рабочее колесо 6. .Рабочее колесо изгото-
влено из кремнистой латуни, а остальные детали насоса, находящиеся в кон-
такте с перекачиваемой жидкостью, — из нержавеющей стали марки ЭЯ1-Т.
Втулки подшипника скольжения изготовлены из текстолита и смазываются
перекачиваемой жидкостью.
Осевые усилия воспринимаются радиально-упорным шарикоподшипни-
ком.
23 Заказ 234.
350
ОСЕВЫЕ ИЛИ ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
Рис. 230. Общий вид пропеллерного насоса ВПН-1.
ГЛАВА XXXIX
СПЕЦИАЛЬНЫЕ СЛУЧАИ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ,
ВСТРЕЧАЮЩИХСЯ В ПРАКТИКЕ
Робота насоса как гидротурбины
В практике часто случается, что пасос во время остановки подвергается
воздействию полного статического напора из резервуара или напорного трубо-
провода. В этом случае пасос начинает вращаться в противоположную сторону
и работает как гидроту рбина без нагру зки, так как вращающий момент затра-
чивается только на преодоление потерь на трение в сальниках п подшипни-
ках насоса, а также для момента, необходимого для ускорения массы вращаю-
щегося ротора насоса и двигателя.
ПУ Cl' НАСОСА ПРИ ВРАЩЕНИИ РОТОРА В ОБРАТНУЮ СТОРОНУ
351
Величины потерь на трение п для момента, необходимого для ускорения
массы для насосов, применяемых в промышленности, незначительны.
Опыт показал, что угонное чпело оборотов, развиваемое насосом, не пре-
вышает 110% нормального числа оборотов для насссов ng = 60 и 125 -у 130%
для пс = 900.
Остановка насоса, р; Сотающего параллельно с другим насосом
При внезапной остановке одного из пасосов, работающих параллельно,
при отсутствии обратного клапана работающий насос начнет подавать жид-
кость в первый, который начнет вращаться в обратною сторону п будет рабо-
тать как турбина. Таким образом, подача и потребляемая мощность работаю-
щего пасоса возрастет и станет возможной перегрузка электродвигателя.
Остановка насоса, pi ботак щего последовательно с другим насосом
Прп вынужденной остановке одного насоса неработающий насос будет
дополнительным сопротивлением в трубопроводе. В этом случае работающий
насос должен будет преодолеть дополнительное сопротивление.
Если статический напор в трубопроводе больше максимального напора,
создаваемого работающим насосом, то при отсутствии обратного клапана мо-
жет возникнуть большая перегрузка двигателя, приводящего в действие рабо-
тающий насос, если двигатель не будет выключен.
Пуск насоса при вращении ротора в обратную сторону
Этот случай возможен при отсутствии обратного клапана и если перед
пуском открывается задвижка напорного трубопровода, находящегося под
статическим давлением.
При включении электродвигатель должен преодолеть крутящий момент
пасоса, работающего как гидротурбина. В этом случае пусковой момент элек-
тродвигателя может оказаться на пределе и пуск насоса будет невозможен.
ГЛАВА XL
НАСОСЫ ДЛЯ БУРЕНИЯ
При бурении скважин турбобуром последний приводится в движение пере-
качкой через него глинистого раствора с содержанием песка до 3%. Для этой
цели применяют буровые поршневые насосы, которые циркулируют глини-
стый раствор удельного веса у = 1,1 -у 1,3.
Помимо передачи энергии турбобуру, глинистый раствор должен: а) гли-
низировать стенки скважин; б) укреплять рыхлые породы п не давать воз-
можности им отваливаться; в) очищать забой скважины от разбуренной по-
роды; г) у церживать во взвешенном состоянии выбуренные частицы породы;
д) охлаждать долото при бурении.
Прп бу рении скважин электробуром выпадает только функция передачи
энергии. Иногда бурение производится на воде, причем содержание песка
в этом случае может также доходить до 3%.
До сих пор для бурения применялись поршневые насосы типа У8-3; ра-
боту ведут двумя насосами, работающими параллельно, причем вес каждого
агрегата равен 19 900 кг. В настоящее время насосы У8-3 заменяются болео
совершенными — У8-4 и У8-5 завода Уралмаш.
23*
352
ГИДРАВЛИЧЕСКИ!! РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
В институте Гипронефтемаш для электробурения проектируется чстырех-
ступенчатый насос цептробеяшого типа для производительности 40—60 л/ сек
и давления 60 ат с п = 2950 об]мин. Мощность электродвигателя 500 кет.
Приблизительный вес центробежного насоса около 1500 кг.
Таким образом, экономия в весе на один агрегат в сравнении с поршне-
вым насосом составляет 19 900 — 1500 = 18 400 кг. Однако расход энергии
для центробежного насоса больше, чем для поршневого, так как к. п. д.
центробежного насоса находятся в пределах 60—65%, а к. п. д. поршневого
насоса можно принять на 10—15% выше.
Для уменьшения степени износа центробежного насоса уплотнительные
кольца корпуса насоса предполагается изготовлять из резины, а износные
кольца рабочих колес и втулок насоса — из хромированной стали.
Взамен сальников в месте уплотнения вала будут установлены двойные
торцевые уплотнения с подкачкой в камеру уплотнения чистой воды под давле-
нием, превышающим давление в насосе па 1’/2—2 ат. Это обстоятельство не
даст абразивным частицам проникать между поверхностями трущихся пар
торцевого уплотнения.
В настоящее время сделана попытка применить для турбобурения на воде
пропеллерные или осевые насосы. Однако эти насосы имеют существенный
недостаток: напор, создаваемый пропеллерным колесом, при одинаковом дна-
метро с колесом центробежного типа в 2—3 раза меньше, чем последнего.
Поэтому осевой насос будет иметь в 2—3 раза больше ступеней, чем центробеж-
ный. Кроме того, при повышении напора на колесо пропеллерный насос на-
чинает кавитировать, работать неустойчиво, и его к. п. д. резко падает. Кроме
того, в осевом насосе неуравновешенное осевое давле нпе достигает больших
значений, и для восприятия этой нагрузки требуется подшипник Митчеля пли
разгрузочная нята, что снижает к. п. д. и уменьшает надежность работы уста-
новки.
Следует отметить, что при бурении на воде можно применять высоко-
папорный водяной насос любого типа; однако проблема перекачки глинистого
раствора с содержанием песка до 3% центробежными или пропеллерными на-
сосами еще не разрешена.
ГЛАВА XLI
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА ПО П<ЛЛЕИДЕРЕРУ
И СТЕПАНОВУ
Определение основных размеров рабочего колеса по Пфлейдереру С
Заданы подача Q в м3/сек, напор И в м и число оборотов в минуту п, при
условии что подход л оды к рабочим лопаткам происходит радиально.
Принимаем потерн на утечки от 2 до 15% величины расчетной подачи:
Q' = 1,02 -у 1,15 Q.
Меньшие величины соответствуют большим отношениям ; большие
D2
значения — малым отношениям .
Диаметр входа в колесо De получается из уравнения
-^ = ^(пе2-ад. (1)
1 Пфлейдерер К. Центробежные насосы. Берлин, 1955.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА ПО ПФЛЕЙДЕРЕРУ
353
Диаметр втулки DBT выбирается в зависимости от диаметра вала, кото-
рый в свою очередь определяется расчетом па прочность и на критическое
число оборотов.
Скорость входа Пфлейдерер рекомендует принимать
се = 1,5-Е-5 м/сек, (2)-
причем большим напорам соответствуют большие скорости.
Ломакин1 предлагает значения се определять по формуле
се = (0,06 0,08) \rQ'n2 м/сек, (3)
в которой числовой коэффициент выбирается в зависимости от степени стесне-
ния потока втулкой колеса.
Получпв De, определяем диаметр Dlt на котором лежат входные кром-
ки лопаток.
Для определения входной ширины колоса Ьг следует выбрать скорость
входа с0 или величину
Ст0 = с0 sin а0. (4)
Скорость сГо обычно выбирают такой же или несколько большей скорости се.
Выбрав скорость сго, получим ширину колеса
причем при а0 = 90°
Сго с0-
Действительная скорость входа с учетом толщины лопатки при а — 90°
С1 = Со^-
Коэффициент сужения сечения принимается ориентировочно от 1,10 до
1,25 со следующей проверкой. Для малых насосов следует брать большее
значение, для больших насосов — меньшее.
г,' , 71 • _
1ак кат; и1 = —g~, то треугольник скоростей определен полностью,
и входной угол лопатки определится из уравнения
t.„ й = . cisinai =----5----- (7)
и при су = а0 = 90°
= (8)
Получив теперь значение угла и задавшись толщиной лопатки лу
и количеством лопаток z, мы можем проверить принятую нами вначале
величину коэффициента -fl g , для чего имеем ту = > t = .
В случае значительного расхождения расчет приходится повторить.
1 Ломакин А. А. Центробежные и пропеллерные насосы, Машгиз, 1950.
354
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Количество лопаток для радиальных лопаток по Пфлейдереру опреде-
ляется соотношением
2 = К 7^7 Si4рт = К Sin (9)
'2 '1 JV2-
где коэффициент К берется около 6,5, а flm — равным среднему углу ло-
патки, т. е. fi,n = (Дх + fiz).
Для проектирования выходного участка лопатки следует задаться вели-
чиной радиальной скорости выхода сГ2 = с2 sin п2.
При принятии величины скорости сГ2 следует отметить, что чем больше
скорость с,2, тем меньшая величина напора может быть достигнута. Часто
принимают сГ2 ~сГо.
Ход расчета следующий:
с
Со COS а9 = Но--------,
2 2 2 tg/32
т. е. согласно основному у равнению
£Ят,.ор~ = п2 (н2 — —%-) — игс0 cos а0
\ 'ъ 1’2
(Ю)
(11)
или
«22 — «2 = ^Ятеор ~ + W1CO cos а0, (12)
откуда
С I f с \ 2
(-) У cos ао- <13)
Опуская знак минус перед корнем для радиального входа, получим
“2~ 2tg/?2 + ]/ \2tg fij +^Ятеор~ >
после чего величина Dz
определится по уравнению
Я2 =
60 и2
71П
a bz — из уравнения
*2
£2
(14)
(15)
(16)
Q
Ь'1 ~
Коэффициентом ——— предварительно задаются, а затем проверяют на
*2 °^2
соответствие.
Теоретический напор при конечном числе лопаток определяется по ура-
внению
Ятеор = —— > (17)
а теоретический напор при бесконечном числе лопаток согласно Пфлейдереру
Ятеор —
= Ягеог 1+2-^
(18)
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО НОЛЕСА ПО ПФЛЕЙДЕРЕРУ
355
где — коэффициент по Пфлсйдереру — представлен уравнением
у = (0,55 4- 0,68) + 0,6 sin (19)
Следующим этапом является построение профиля лопатки рабочего колеса.
Если задаться изменением скорости сг в виде кривой, плавно связ} ющей
на диаграмме начальные и конечные значения сг, уже ранее определенные по
ходу расчета, то этим самым задана и ширина Ь, определяемая для любого
радиуса уравнением
b = £— - (20)
2глсг t — а ' '
определению Ь, на диаграмму сле-
измененпя
приступить к
линию
, т. е. линию, соединяющую на
Однако, до того как
дует нанести также и
t
ния —----
t — а
диаграмме уже известные из расчета значе-
ния этого коэффициента для входа в колесо
и выхода из него.
Если в качестве нужной для определе-
ния профиля лопатки величины принята
кривая, выражающая изменение относитель-
ных скоростей w (соединяющая значения w1
и гг2), то тем самым дана и кривая углов (3,
выражающихся равенством
коэффициента сужения сече-
Рис. 231. Построение по Пфлей-
дереру профиля лопатки по за-
висимости <р от г.
sin/f= —
‘ W
(21)
При помощи кривой, дающей по уравне-
нии, (25) зависимость р от г, можно построить
очертания лопатки. Для этого определяем
значение угла РОА = (рис. 231), соответ-
ствующего рассматриваемому радиусу, и по-
лученный угол откладываем от начального
радиуса О А. Угол <р весьма легко определится
из следующих соображений.
Для элементарного треугольника РР'Т, сторона которого РТ является
дугой, отсеченной бесконечно малым центральным углом d<p, а угол при Т —
прямой
PT = rd<p,
с другой стороны,
РТ = —Т.
tgp •
(22)
(23)
Так как Р'Т соответствует бесконечно малому приращению радиуса
dr, то, приравнивая оба полученных выражения для РТ, получим
откуда
. dr
j dr
rtg0 •
(24)
(25)
356
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ расчет рабочего колеса
Значение этого интеграла легко получить графически путем нанесения
____________ А
на чертеж кривом ~rtgp
и определения величины площади, лежащей под ука-
занной кривой. Наилучшим методом интегрирования для рассматриваемого
случая является численное интегрирование — составление соответствующих
таблиц и сложение полученных площадей полос, лежащих под кривой. Полу-
чив таким образом зависимость 9» от г, мы можем сравнительно просто по-
строить по точкам кривую профиля лопатки. В табл. 27 приведены вычисле-
ния профиля лопатки по описанному методу.
Профиль лопатки
Таблица 27
Г, м ь, мм С2, м]сек w, м1 сек 1, мм <0, град. В Г t£ /3 * м— 1 4 = ~т~(Бп+ + Бп-А гз/ 71
0,060 21,0 2,12 9,48 53,8 16,3 57,3 0,000 0,000 0,0
0,070 18,4 2,08 8,73 62,8 16,6 47,9 0,526 0,526 30,0
0,080 16,5 2,03 7,98 71.8 17,2 40,3 0,441 0,967 55,5
0,090 15,0 1,99 7.23 80,8 18,2 33,8 0.3705 0,3375 76,6
0,100 13,7 1,94 6,48 89,7 19,5 28.2 0.310 1.6475 94,3
0,110 12,7 1,90 5,75 98,7 21,2 23,4 0,258 1,9055 109,0
0,120 12,0 1,85 4,98 107,7 23,6 19,1 0,2125 2,118 121,0
0,128 11,5 1,81 4,38 114,9 26,0 16,0 0.1405 2,2585 129,1
Следует отметить, что метод расчета рабочих колес по Пфлейдереру,
несмотря на прекрасное изложение теории гидродинамики центробежных
насосов, не дает достаточных данных для проектирования высокоэффективных
насосов.
Пфлейдерер в расчетах произвольно выбирает тот или иной профиль для
лопаток и не увязывает между собой различные параметры колес для полу-
чения высоких значений к. п. д.
При самом скрупулезном расчете колес по Пфлейдереру результаты, по-
лученные после испытания, могут значительно отличаться от расчетных не
только по к. п. д., но и по абсолютной величине подачи и напора, если только
конструктор не корректирует расчеты опытными данными проверенных мо-
дельных колес. •
Расчет рабочих колес по методу Степанова 1
Метод расчета рабочих колес, изложенный Степановым, заключается
в графическом определении расчетных параметров по составленной им диа-
грамме (рис. 232).
Диаграмма Степанова дает зависимость коэффициентов напора и расхода,
угла на выходе колеса и удельной быстроходности насоса. Кроме того, на диа-
грамме можно полу чпть величину и направленпе абсолютной и относительной
скоростей. Так, например, соединяя точки Р п N с точками О и А, получаем
треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса. Из этого треугольника
Со Се %^Я О О тг
определяются отношения —, —, —-и — и величины углов р2, р3, а2 и а3.
U2 W2 Wg Wg
Для заданной удельной быстроходности треугольник ОРА является тре-
угольником скоростей при бесконечном числе лопаток, a ON А — треуголь-
ником скоростей при конечном числе лопаток.
Степанов А. И. Центробежные и осевые насосы. США, 1948 г.
РАСЧЕТ РАБОЧИХ НОЛЕС ПО МЕТОДУ СТЕПАНОВА
357
Следует отметить, что значения скоростей при построении диаграммы
были вычислены без учета потерь в спиральном отводе или направляющем ап-
парате. Это дает ошибку в абсолютных значениях скоростей до 2% и ошибку
в определении углов около 1%.
Следует также отметить, что диаграмма Степанова построена на предпо-
сылке, что гидравлический к. и. д. остается постоянным независимо от раз-
мера насоса, его удельной быстроходности и угла выхода из рабочего колеса и
равен отношению СО[ВО=(),§Ъ.
Рис. 232. Диаграмма Степанова для расчета рабочих колес.
Метод расчета, предложенный Степановым, дает возможность быстро
определить параметры рабочего колеса на выходе, однако Степанов не дает
метода построения промежуточных точек профиля лопаток для найденных
величин для входа и выхода, т. е. не увязывает условия входа и выхода с про-
филем лопатки. Поэтому метод Степанова можно рекомендовать лишь для
ориентировочных расчетов прп определении основных размеров колеса.
Приводим метод расчета.
Заданы Q в мэ/сек Н в м и число оборотов в минуту в; определяем
удельную быстроходность:
— 3'65 п VQ
Получив ns, задаемся значением угла на выходе от l?1^0 до 27°; сред-
нее значение 221/2°.
На диаграмме соединяем прямой найденное значение ng-14,15 с точ-
кой О- Точка пересечения прямой nsO с прямыми СЕ, CF, CG... СМ
•358
гидравлический расчет рабочего колеса
определяет для принятого значения угла /?2 величину коэффициента рас-
хода Ф = — и коэффициента напора у = Н\ .
и2 w
По найденному значению коэффициента напора у> определяем окруж-
ную скорость иа и соответственно внешний диаметр рабочего колеса D2.
Определив коэффициент расхода Ф и скорость н2, находим меридио-
нальную скорость на выходе сГ2.
Треугольник скоростей на входе определяется из соотношений =
= 1,154-1,25, а угол принимается приблизительно равным -4 /?2.
Определив на диаграмме точку Р для заданных ng и /?2, находим
диаграмму скоростей для бесконечного числа лопаток. Умножая найденную
величину коэффициента у на отношение = 0,72 = —-, находим точ-
Сиа
ку N. Соединив точку N с точками О и А, находим диаграмму скоростей
для конечного числа лопаток.
с
Следует отметить, что отношение из принято Степановым постоянным
г- Сиа
и равным 0,72 независимо от типа колеса и профиля лопаток.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие .............................................................. 3
Введение ......................................................... .... 4
Глава I. Типы насосов и требования, предъявляемые к насосам для нефтяной
промыппеннос'.ч .................................................... • 5
Классификация насосов .......................................... 5
Область применения насосов..................._.................... 6
Требования, предъявляемые к насосам для нефтяной промышленности . 7
Факторы, влияющие на работу насоса................................ 7
Факторы, определяющие конструкции пасосов..................... 8
Типы насосов ..................................................... 8
Сравнение волютных и секционных насосов.......................... 9
Центробежные насосы нормального ряда...................... .... 17
Глава II. Удельная быстроходность п выбор числа < тупеней насоса......... 18
Определение удельной быстроходности............................ 18
Зависимость формы и размеров рабочих колес от удельной быстроход-
ности .......................................................... 18
Зависимость гидравлических, объемных и механичес ких потерь от удель-
ной быстроходности ............................................. 20
Зависимость формы характеристик от удельной быстроходности - 21
Выбор удельной быстроходности и числа ступеней насоса ... • 22
Глава III. Допускаемая высота всасывания для центробежных насосов........ 24
Явление кавитации ............................................... 24
Расчет необходимого подпора или допустимой высоты всасывания для
дент робежных насосов................. . • . .
Уменьшение вредного влияния кавитации........................... 33
Глава IV. Характеристики центробежных насосов ..................... ... 34
Определение характеристик .................................... . 34
' Характеристики насоса и трубопровода.......................... ...... 35
Типы характеристик .................................... ....... 35
Глава V. Гидравлический расчет рабочего колеса.................. . 37
Методы расчетов ................................................ 37
Основное уравнение центробежных насосов....................... 37
Гидравлические потери .......................................... И
.Диаграмма скоростей у входа в рабочее колесо ......... 41
Угол атаки ..................................’................... 12
Подвод жидкости к колесу....................... ... . 43
Диаграмма скоростей у выхода..................................... 13
Определение размеров рабочего колеса............................. 11
Построение рабочего колеса с радиальными лопатками . . ... 53
Определение характеристик для проектируемого колеса.............. 54
Примерный расчет рабочего колеса с радиальными лопатками......... 55
Рабочие колеса с лопатками двоякой кривизны...................... 58
Построение лопатки двоякой кривизны.............................. 61
360
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Изготовление модели лопатки двоякой кривизны.................... 65
Примерный расчет рабочего колеса с лопатками двоякой кривизны . . 66
Построение характеристик ....................................... 75
Глава VI. Вса^мваюшпй подвод .................................... .... 76
Назначение и типы подводов............................... .... 76
Определение размеров спиральной всасывающей камеры ... 77
Примерный расчет .............................................. 80
Глава VII. Спиральный отвод ...................... . . . 81
Назначение и принцип работы............ . . ............ 81
Расчет спирального отвода......................................... 8*
Радиальные силы, возникающие в спиральном отводе . . 85
Методы уравновешивания радиальных сил . . . 86
Примерный расчет спирального отвода ... 88
Глава VIII. Переводные каналы .......................................... 90
Глава IX. Расчет насоса по методу подобия.............................. 91
Глава X. Изменение параметров рабочего колеса......................... 93
Изменение ширины лопатки......................................... 9?
Обточка внешнего диаметра колеса .... 95
Пзменени? угла установки лопатки.......................... . . 97
Изменение ng путем уменьшения числа лопаток 97
Глава XI. Урэппепешивапп. сил осевого давления........................... -98
Возникновение осевого давления................................. . 98
Разгрузка осевого давления в односту пенчатых насосах . 99
Разгрузка осевого давления в многоступенчатом насосе 101
Глава XII. Щелевые утечки ......................................... .... 106.
Возникновение щелевых утечек................................. . 106
Величина щелевых утечек ................................. . . 106
Типы уплотнительных колец..................................... . . 106
Величина зазора в уплотнительных кольцах ... . 107
Расчет величины щелевых утечек............................. . 108
Уплотнения для жидкостей, содержащих абразивные частицы . 108
Износ уплотнений ...................... . . 109
Влияние вязкости жидкости на утечки . . . 109
Глава XIII. Потери па дисковое трение................................. . 109
Глава XIV. Мощность, потребляемая nacocoi i, прп Q = 0 . 110
Глава XV. Регулирование центробежных насосов............................. 112
Изменение режима работы насоса................................ . 112
Регулирование дросселированием в напорном трубопроводе . . 112
Регулирование дросселированием во всасывающем трубопроводе ИЗ
Регулирование изменением числа оборотов........... ИЗ.
Регулирование модификацией рабочих колес......................... 116
Глава XVI. Параллельная и последовательная работа центробеж) ых насосов 116
Параллельная работа .... . . . . ........ . . 116
Последовательная работа . . . . ...... 117
Глава XVII. Сальникп .................................................... 117
Принцип работы и конструкции............. ....... 117
Схемы подачи уплотнительной жидкости - ......... 119
Набивки ...................................................... 122
Упi зтвптельные жидкости ....................................... 123
Набивка сальников ................................................ 124
ОГЛАВЛЕНИЕ 361
Стр.
Глава XVIII. Подшипники ................................................. 125
Подшипники, применяемые для центробежных насосов................. 125
Шариковые подшипники ............................................ 125
Подшипники скольжения ........................................... 128
Упорные пяты .................................................... 128
Глава XIX. Балансировка ротора центробежного насоса...................... 131
Глава XX. Расчет вала ................................................... 133
Критическое число оборотов....................................... 133
Минимальное критическое число оборотов........................... 133
Факторы, влияющие на критическое число оборотов.................. 134
Определение критического числа оборотов......................... 135
Расчет вала на прочность....................................... 146
Глава XXI. Расчет насоса на прочность . ................................. 146
Толщина стенки наружного цилиндрического корпуса насоса, подвер-
женного внутреннему давлению.............................. 146
Расчет фланцевых соединений...................................... 148
Расчет стенок корпуса и крышек................................... 158
Расчет укреплений отверстий...................................... 158
Расчет толщины стенки корпуса, находящегося под внешним давлением 159
Рекомендуемые запасы прочности................................... 159
Глава XXII. Пересчет характеристик центробежных насосов для вязких жидко-
стей .................................................................... 160
V Общие выводы но вопросу перекачки вязких жидкостей................. 164
Глава XXIII. Насосы для горячих нефтепродуктов .......................... 168
Конструкция насосов для высоких давлений .... .......... 168
Основные требования по эксплуатации......................... . . . 181
Работа насоса на парциальных нагрузках.......................... . 181
Подогрев насоса перед пуском .................................... 182
Пуск насоса...................................................... 184
Остановка насоса ................................................ 184
Количество масла, необходимое для охлаждения сальников ...... 185
Выбор места установки............................................ 185
Трубопроводы .................................................... 185
Установка насоса на плите........................................ 186
Насосы среднего давления многоступенчатые..................... ... 187
Примерный расчет горячего насоса среднего давления ... 187
Насос среднего давления двухступенчатый........................ 208
Насос одноступенчатый консольного типа......................... 210
Насос одноступенчатый двойного всасывания...................... 213
Возможные неполадки в работе насоса.............................. 213
Глава XXIV. Кислотоупорные насосы........................................ 215
Факторы, определяющие конструкцию................................ 215
Материалы ....................................................... 215
Эксплуатация насосов ............................................ 216
Материалы для насосов, перекачивающих серную кислоту и щелочи . . 217
Циркуляционные насосы для серной кислоты ........................ 218
Вертикальные бессальниковые насосы низкого давления ............. 219
Керамические насосы ............................................. 220
Насосы из стекла пайрекс......................................... 220
Характеристика насосов для серной кислоты........................ 221
Глава XXV. Насосы для сжиженных нефтяных газов ..................... . . 222
Конструкция насосов и эксплуатация ...................... 222
Глава XXVI. Насосы для водоснабжения..................................... 225
Глава XXVII. Насосы для горячей воды..................................... 231
362
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Насосы для питания котлов ...... . 231
Регулировка ................................................. . 234
Высота всасывания ......................................... ... 235
Типы конструкции ... . 236
Одноступенчатый турбонасос .................................. . . 237
Циркуляционные насосы для горячей воды . . 230
Конденсатные насосы ......................................... . . 240
Расчет подпора для конденсатных насосов . 242
Циркуляционные насосы для конденсаторов . 243.
Глава XXVIII. Насосы для подачп поды из буровых скважин 243
Описание конструкций ............................ . 243
Гидравлические и механические потери в напорной колонке . . 250
Монтаж ................................ . 252
Неполадки .................................. . . 252
Эксплуатация ................................................ . 253
Насосы для заглубленных резервуаров .... 254
Конструкции погружных насосов............. . 263
Глава XXIX. Погружной насос типа Реда................................ . . 264
Глава XXX. Насосы на одном палу с электродвигателем . . 267
Глава XXXI. Насосы для магистральных нефте- и прсдуьтонроводов . . 269
Схема работы ................................ . . . 269*
Конструкция ................... . 269
Примерны 1 расчет ............. .272
Критическое число оборотов вала ................. . ............ 296
Передвижные установки .............. . 296
Глава XXXII. Испытание центробежных насосов . 298
Цель испытания ................................................... 298
Определение характеристик ........................................ 298
Определение кавитационных качеств насоса . 298
Проверка механической работы насоса .... . 300
Методы измерения производительности ... 300
Методы измерения напора............... 303
Методы измерения мощности ................... . 304
Обработка результатов ..................................... ... . 305
Общие замечания по испытанию центробежных насосов . 306
Глава XXXIII. Зативка насосов ....................... . . . 307
Принцип заливки ............................................. . . 307
Подпор на всасывании................ . . . 307
Приемный клапан для заливки насоса............... . 307
Баки для заливкп ..................... . 308
Заливка посредством эжектора .... . . 309
Вакуум-насосы ...................... . 309
Глава XXXIV. Электродвигатели для нефтяных центробежных насосов нормаль-
ного ряда - . - . ... ... З1и
Типы электродвигателей .......................................... 310
Исполнение ротора ................................................ 311
Изоляция обмоток и защитное заземление ........................... 312
Электродвигатели в закрытом взрывозащищенном (взрывобезопасном)
исполнении ..................................................... 312
Пусковой момент . ...................................... . . . . 313.
Глава XXXV. Бессальниковый насог с экранированным электродвигателем 316
Глава XXXVI. Торцевьи уплотнения ....................................... 317
Глава XXXVII. Бессальниковое устройство системы автора................... 323
ОГЛАВЛЕНИЕ
363.
Стр.
Глава XXXVIII. Осегые илп пропеллерпыэ насосы ... • • 328
Введение . ............... . . • 328
Принцип работы ... 329
Лобовое сопротивление 332
Пограничный слой ............................................... 333
Коэффициент подъемной силы . ЗЯ
Расчет элемента лопасти колеса . . . . . . . 335
Диффузор и выпрямляющий аппарат . . . . 344
Характеристики ..................... .... 344
Кавитационные качества пропеллерные насосов .................... 345
Пог'рочпый расчет пропеллерного колеса типа завода «Борец» 346
Расчет направляющего аппарата .................................. 349
Описание конструкции .... . . 349
Глава XXXIX. Специальные случаи работы центробеж ных насосов, встрсчг ю-
щиеся в практике .................................... ... .... 35С
Работа насоса как гидротурбины.................................. 350
Остановка насоса, работающего параллельно с другим насосом . 351
Остановка насоса, работающего последовательно с другим насосом 151
Пуск насоса при вращении ротора в обратную сторону 351
Глава XL. Насосы для бурения............................................ 351
Глава XLI. Гидравлический расчет рабочего колеса по Пфлейдг реру и Степанову 352
Определение основных размеров рабочего колеса по Пфлейдереру . 352
Расчет рабочих колес по методу Степанова....................... 356»
Михаил Дмитриевич Айзенштейн
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ НЕФТЯНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ
Ведущий редактор Л. А. Львова
Корректор М. П. Васюгова. Технический редактор А. С. Полосина
Подписано к набору 2/Ш 1957 г. Подписано к печати 2/VII 1957 г.
Формат 70х1081/1в. Физ. печ. л. 22,75. Усл. печ. л. 31. Уч.-изд. л. 30,75.
Т-05454. Тираж 7000 экз. Зак. 234/226. Цена 16 р. 90 к.
Гостоптехиздат. Москва, К-12, Третьяковский проезд, 1/19.
Типография Красный Печатник». Ленинград, Московский проспект, 91.