И. А. ЧИНЯЕВ
Поршневые
НАСОСЫ
ИЗДАТЕЛЬСТВО „МАШИНОСТРОЕНИЕ"
МОСКВА 1966 ЛЕНИНГРАД
УДК 621.65 (02)
В книге изложены основы теории и расчета
поршневых насосов и их воздушных колпаков.
Рассмотрены также конструкции поршневых на-
сосов и приведены сведения по их испытанию и
эксплуатации.
Книга предназначена для инженерно-техни-
ческих работников. Она также может быть исполь-
зована студентами высших технических учебных
заведений.
Рецензент канд. техн, наук, доц. А. П. Арцыков
3—13-5
ПРЕДИСЛОВИЕ
Во многих отраслях народного хозяйства находят широкое
применение поршневые насосы. Они применяются в химическом
производстве, при добыче нефти и в нефтеперерабатывающих
установках, в горном деле, на водном транспорте и в других
отраслях народного хозяйства.
За последние несколько лет различными издательствами вы-
пущен ряд книг по расчету и конструированию насосов. Однако
поршневым насосам в них уделено весьма мало внимания. Автор
поставил перед собой задачу восполнить означенный пробел и
на базе литературных источников и личного опыта создать книгу,
в которой были бы изложены все основные вопросы по поршне-
вым насосам.
При написании книги автор стремился придать изложению ло-
гическую последовательность, сделать текст понятным и по воз-
можности вскрыть физическую сущность явлений, происходящих
в работающем насосе.
Книга состоит из семи глав.
В первой главе изложены принцип действия, классификация и
основные свойства поршневых насосов, а также приведены крат-
кие сведения из истории их развития.
Во второй главе изложены основы теории и расчета приводных
поршневых насосов и их воздушных колпаков.
Третья глава посвящена изложению особенностей теории и рас-
чета паровых прямодействующих насосов.
В четвертой главе рассмотрено конструктивное устройство
деталей поршневых насосов и изложены основы расчета их на
прочность.
1*
3
В пятой главе рассмотрены типовые конструкции приводных
и прямодействующих поршневых насосов.
Шестая глава посвящена испытанию поршневых насосов, а седь-
мая глава — основам их эксплуатации.
В зависимости от назначения, условий работы и свойств пе-
рекачиваемой жидкости поршневые насосы могут быть самых раз-
- личных конструкций. Охватить в одной книге поршневые насосы
всех типов является весьма затруднительным. Основное внимание
в ней уделено поршневым насосам общего назначения.
При изложении материала автор стремился дать его читателям
на современном научном уровне. Однако в ряде случаев автор
счел необходимым и возможным допустить некоторые отступления
в сторону упрощения с тем, чтобы сделать материал доступным
для широкого круга инженерно-технических работников, имеющих
дело с поршневыми насосами.
Автор полагает, что книга окажется полезной и для студен-
тов высших технических учебных заведений, где изучаются на-
сосы.
Автор
ГЛАВА I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПОРШНЕВЫХ НАСОСАХ
1.	Принцип действия поршневого насоса
Поршневой насос представляет собой гидравлическую машину,
в которой преобразование механической энергии двигателя в ме-
ханическую энергию перемещаемой жидкости осуществляется при
помощи вытеснителя (поршня или плунжера), совершающего по-
ступательно-возвратное движение в ци-
линдре.
На рис. 1 изображена схема простей-
шего поршневого насоса. В цилиндре 1
помещен поршень 2, плотно прилегающий
своей боковой поверхностью к стенке ци-
линдра. При помощи штока 3 поршень
соединен с приводной частью насоса (на
рисунке не показана). К цилиндру присое-
динена клапанная коробка 4, в которой
размещены всасывающий 5 и нагнетатель-
ный 6 клапаны. К клапанной коробке при-
соединены всасывающий и нагнетатель-
ный трубопроводы.
Пространство, заключенное между
поршнем и клапанами, называется рабочей
камерой насоса. Объем камеры изменяет-
ся в зависимости от положения поршня.
Максимальный объем рабочей камеры
^р. к max = Vp. t( 4" Vgp = (1 4 «) Vp. ц>
Рис. 1. Схема поршневого
насоса простого действия
где Vp. ц — рабочий (полезный) объем цилиндра (объем, опи-
сываемый поршнем за один ход);
Увр — объем вредного пространства (объем между клапа-
нами и крайним ближним положением поршня);
а =	----относительный объем вредного пространства.
VP’H
5
Как увидим ниже, вредное пространство снижает эффективность
работы насоса, почему оно и получило такое название.
Минимальный объем рабочей камеры
у . _ у = „у
v р. к min — v вр	р. ц-
Полезный объем рабочей камеры равен рабочему объему ци-
линдра.
Поршень насоса приводится в движение от двигателя либо при
помощи кривошипно-шатунного механизма (приводные насосы),
либо непосредственно через общий шток. Насосы, имеющие по-
следний привод, носят название прямодействующих. В качестве
рабочего тела в прямодействующих насосах обычно используется
пар.
Рассмотрим действие насоса с момента пуска его в ход.
Пусть поршень находится в крайнем нижнем положении. Обоз-
начим через Vo объем воздуха во всасывающем трубопроводе и во
вредном пространстве рабочей камеры; этот воздух находится под
внешним давлением р0. Площадь поршня обозначим F, а ход
его S. Когда поршень переместится в крайнее верхнее положение,
то объем воздуха увеличится до Vo 4- FS, а его давление станет
равным
Р = Ро	+ Г-S' 
Вследствие понижения давления во всасывающем трубопроводе
в него войдет из приемного резервуара жидкость и поднимется
на высоту h от нижнего уровня.
Величина h определится из уравнения
Р + yh = р0,
где у — удельный вес жидкости.
При нисходящем ходе поршня воздух в рабочей камере со-
жмется и, так как клапаны насоса самодействующие, всасывающий
клапан закроется, а откроется нагнетательный клапан, и воздух
будет вытеснен в нагнетательный трубопровод.
С каждым новым ходом поршня уровень жидкости во всасываю-
щем трубопроводе будет повышаться. Наконец жидкость начнет
поступать в рабочую камеру и заполнит ее. За следующий нисхо-
дящий ход поршня жидкость в объеме цилиндра поступит в нагне-
тательный трубопровод.
Следовательно, при дальнейшей работе насос за каждый двой-
ной ход поршня теоретически будет подавать в нагнетательный
трубопровод объем жидкости, равный FS.
Если поршень совершает в минуту п двойных ходов, то тео-
ретическая секундная подача рассматриваемого насоса будет
равна
Q = ™1
Чг 60 
О)
G
Соответственно теоретическая подача за 1 ч составит
Qr. ч = FSn60.
Практика показывает, что действительная подача Q меньше,
чем QT. Это происходит по следующим причинам.
Во-первых, в реальном насосе всегда имеют место некоторые
утечки жидкости, обусловленные неплотностями в клапанах,
сальниках и уплотнениях поршня, а также несвоевременным
закрытием клапанов. Утечки учитываются коэффициентом уте-
чек Т]'.
Во-вторых, в рабочую камеру насоса вместе с жидкостью может
проникать некоторое количество воздуха (например, во время
всасывающего хода через случайные неплотности всасывающего
трубопровода или сальников). Кроме того, воздух может содер-
жаться в перекачиваемой жидкости и выделяться из нее в разре-
женном пространстве рабочей камеры. Понятно, что объем, заня-
тый в рабочей камере воздухом, не может быть заполнен жид-
костью в период всасывания. Этим и объясняется влияние воздуха,
попадающего в насос, на уменьшение действительной подачи по
отношению к теоретической. Это уменьшение учитывается коэф-
фициентом наполнения т]".
Пары, выделяющиеся из всасываемой жидкости, подобно воз-
духу также влияют на уменьшение подачи. Особенно это имеет
большое значение при перекачивании нефти и нефтепродуктов,
содержащих низкокипящие фракции.
На величину коэффициента наполнения т]" большое влияние
оказывает величина объема вредного пространства Vep. Исследо-
вания работы поршневых насосов показали, что вредное простран-
ство необходимо ограничивать минимальными конструктивно до-
пустимыми размерами. Это уменьшает количество выделяющихся
из перекачиваемой жидкости газовых составляющих в разрежен-
ном пространстве рабочей камеры и соответственно повышает зна-
чение коэффициента наполнения. Особенно важно уменьшать
вредное пространство в насосах, предназначаемых для перекачи-
вания горячих жидкостей, дающих большой выход летучих фрак-
ций при понижении давления.
Отношение действительной подачи насоса к теоретической на-
зывается коэффициентом подачи или объемным к. п. д., который
обозначается т)0.
Таким образом,
По = = чд".	(2)
Коэффициент подачи зависит от размеров насоса, качества
уплотнений в насосе, свойств перекачиваемой жидкости и других
причин. Обычно Ло лежит в пределах 0,85—0,98, причем мень-
шие значения относятся к малым насосам. В малых насосах потери
7
через неплотности составляют большую долю подачи, чем в круп-
ных насосах.
Действительная подача насоса
<2 = Ол-	(3)
Условимся в дальнейшем действительную подачу насоса назы-
вать просто «подача насоса».
2.	Основные параметры, характеризующие работу насоса
Основными параметрами, характеризующими работу насоса,
являются: подача, напор, потребляемая мощность и коэффициент
полезного действия (к. п. д).
Подача (или производительность) насоса представляет собой
количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени.
Подача обычно выражается в объемных единицах, реже в весовых.
Размерность объемной подачи Q: л/сек, м3/сек, м3/мин, м3/ч.
Весовая подача насоса
G = yQ.	(4)
Напором Н насоса называется приращение энергии, получае-
мое каждым килограммом жидкости, проходящей через насос, т. е.
разность удельных энергий жидкости при выходе из насоса и при
входе в него.
Напор как величина энергии, отнесенная к единице веса,
имеет линейную размерность кГ-м/кг — м.
Полезная мощность насоса равна произведению удельной энер-
гии — напора на весовое количество жидкости, подаваемое в еди-
ницу времени, т. е.
Nn = GH------= ™ кет кет.	(5)
п	сек 102	102	4 '
Здесь Н — в м\ Q — в кг/сек\ Q — в м31сек и у — в кг/м3.
Отношение полезной мощности Nn к потребляемой насосом
мощности N представляет собой коэффициент полезного дей-
ствия насоса
1 N I02W 102N	' >
Потребляемая насосом мощность равна
N=^Kem-	(7)
К. п. д. насосов обычно лежит в пределах:
от 0,65 до 0,85 — для приводных насосов;
от 0,8 до 0,9 — для паровых прямодействующих насосов
(эти значения относятся лишь к гидравлической части паровых
насосов).
8
3.	Классификация поршневых насосов
Поршневые насосы классифицируются по различным при-
знакам.
По способу приведения в действие их можно разделить на
приводные, прямодействующие и ручные.
Приводные поршневые насосы действуют от отдельно располо-
женного двигателя. Поршень у этих насосов движется кривошип-
но-шатунным механизмом, приводимым в действие вращением его
вала. Двигателем у приводных насосов может быть электродвига-
тель, двигатель внутреннего сгорания и др.
У прямодействующих насосов поршень цилиндра, перекачи-
вающего жидкость, соединен общим штоком с поршнем цилиндра
двигателя. В качестве рабочего тела для двигателей этих насосов
используются пар, сжатый воздух или находящиеся под давлением
вода или масло. В соответствии с этим различают прямодейст-
вующие насосы паровые, пневматические и гидравлические. Как
уже отмечалось выше, наибольшее распространение получили па-
ровые прямодействующие насосы. Пневматические и гидравличе-
ские насосы применяются редко.
Ручные насосы приводятся в действие вручную.
По расположению цилиндров насосы делятся на вертикальные
и горизонтальные.
По устройству вытеснителя — на собственно поршневые или
насосы с дисковым поршнем (рис. 1) и плунжерные, или скальча-
тые (рис. 2). Плунжерные насосы применяются в основном для
высоких напоров, а насосы с дисковым поршнем — для малых
и средних напоров.
По роду перекачиваемой жидкости различают насосы для пере-
качивания воды (они же обычно могут перекачивать и холодные
нефтепродукты), горячих нефтепродуктов, кислот, глинистого
раствора (буровые насосы) и т. д.
Поршневые насосы можно классифицировать и по ряду других
признаков, например, по создаваемому давлению — на насосы
низкого, среднего и высокого давления; по числу двойных ходов
поршня в минуту (по числу оборотов) — на тихоходные, средней
быстроходности, быстроходные и особо быстроходные и т. д.
Наиболее характерной классификацией поршневых насосов яв-
ляется классификация по кратности действия. Различают насосы
простого, двойного, тройного, четверного и многократного дей-
ствия.
Кратность действия насоса зависит от числа рабочих камер.
Если одноцилиндровый насос имеет одну рабочую камеру, то
он называется насосом простого действия; при наличии у одно-
цилиндрового насоса двух рабочих камер имеем насос двойного
действия. Насос двойного действия можно получить также путем
соединения в одном агрегате двух насосов простого действия.
9
Насос тройного действия представляет собой агрегат из трех
насосов простого действия, а насос четверного действия — агре-
гат из двух насосов двойного действия. Подобно насосам трой-
ного и четверного действия насосы многократного действия
образуются соединением в одном агрегате нескольких насосов
простого или двойного действия.
На рис. 1 и 2 показаны схемы насосов простого действия.
У насоса, изображенного на рис. 2, вытеснитель выполнен в виде
Рис. 2. Схема плунжерного на-
соса простого действия
Рис. 3. Схема поршневого
насоса двойного действия
плунжера. При равенстве основных размеров этих насосов (диа-
метров плунжера и поршня и длин ходов) подача их будет одна и
та же и может быть определена по формуле
Q — Ло go ’	(8)
где п — число двойных ходов поршня или плунжера в минуту.
На рис. 3 представлена схема поршневого насоса двойного дей-
ствия. Всасывание и нагнетание у этого насоса совершаются при
каждом ходе поршня. При ходе поршня вправо жидкость поступает
в левую рабочую камеру через левый нижний клапан и одновре-
менно подается в нагнетательную трубу из правой рабочей ка-
меры через правый верхний клапан. При обратном ходе поршня
жидкость всасывается в правую рабочую камеру через правый
нижний клапан и одновременно подается в нагнетательную трубу
из левой рабочей камеры через левый верхний клапан.
На рис. 4 можно видеть плунжерный насос двойного действия.
Так как у насоса двойного действия через одну из рабочих
камер проходит шток, имеющий сечение flu, то общий полезный
объем двух рабочих камер такого насоса будет равен
fS + (F-/„,)S = 2(F--^)s
10
и формула для секундной подачи напишется так
2 f F —	) Sn
Q = v ст	<9>
Если насос двойного действия состоит из двух насосов про-
стого действия, то его секундная подача будет равна
~ VFSn	/1Л.
^Чо^бО--	(10)
На рис. 5 изображена схема так называемого дифференциаль-
ного насоса.
Рис. 4. Схема плунжерного на-
соса двойного действия
Рис. 5. Схема дифференциального
насоса
Особенностью конструкции насоса этого типа является нали-
чие двух камер, из которых одна (на рис. 5 слева) имеет всасываю-
щий и нагнетательный клапаны, а другая (на рис. 5 справа) не
имеет клапанов и постоянно сообщается с нагнетательной трубой.
При ходе плунжера вправо в левую камеру происходит всасывание
жидкости, а из правой камеры жидкость вытесняется в нагнета-
тельную трубу. При обратном ходе плунжера всасывания не про-
исходит и жидкость из левой камеры вытесняется через верхний
(нагнетательный) клапан. Однако при этом не вся вытесненная
жидкость поступает в нагнетательную трубу, часть ее направляется
в правую камеру и заполняет освобождающееся там пространство.
Таким образом, всасывание у дифференциального насоса осущест-
вляется периодически, а нагнетание — непрерывно.
В дифференциальном насосе объем всасываемой жидкости при
ходе плунжера слева направо (ход вперед) равен FS, где F и S
соответственно площадь и ход плунжера. Объем нагнетаемой
жидкости при ходе назад составляет
FS — (F — fj S = f^S,
а при ходе вперед
(F - L) S,
где fiu — площадь утонченной части плунжера.
11
Таким образом, количество жидкости, подаваемое дифферен-
циальным насосом за ход вперед и назад, будет
(F - /«) 5 +	= FS.
Следовательно, дифференциальный насос обеспечивает такую
же подачу, как и насос простого действия.
В тех случаях, когда нагнетательный трубопровод имеет
большую длину, а всасывающий, наоборот, очень короткий, при-
менение такого насоса приобретает смысл.
Надлежащим выбором диаметра плунжера и диаметра его утон-
ченной части можно легко достичь того, что подача жидкости в на-
гнетательную трубу при прямом и обратном ходах плунжера бу-
дет одинаковой.
Секундная подача насоса тройного действия
О = »1о
3FSn
60 ’
(П)
Секундная подача насоса четверного действия
4f Sn
л _ „	\	2 /
(12)
Из вышеизложенного следует, что если насос получен соеди-
нением в один агрегат нескольких насосов простого действия, то
его подача будет равна
Q = (13)
где k — число рабочих камер.
У насосных агрегатов, составленных из насосов простого дей-
ствия, k равно числу цилиндров.
Для насоса, состоящего из нескольких насосов двойного дей-
ствия, выражение для секундной подачи напишется так
k( F — ^-}sn
или
(И)
Обозначим
1 _if" — а
2F
Тогда
<15>
12
Если положить в этой формуле а = 1, то получим формулу (13).
Таким образом, формула (15) является универсальной, ею можно
пользоваться для определения подачи любого поршневого насоса.
4.	Основные свойства поршневых насосов
»
Основными положительными качествами поршневых насосов,
обусловившими их широкое распространение, являются следую-
щие:	»
1)	пригодность для перекачивания самых разнообразных жид-
костей — горячих и холодных, вязких и весьма текучих, чистых
и имеющих примеси во взвешенном состоянии, в том числе и
абразивные;
2)	независимость подачи от развиваемого напора, что делает
их приспособленными для перекачивания жидкостей с меняющейся
в зависимости от температуры вязкостью;
3)	хорошая всасывающая способность;	^'i'
4)	возможность достижения весьма высоких напоров при лю-
бых, даже незначительных подачах;
5)	высокий коэффициент полезного действия.
Однако наряду с положительными качествами поршневые на-
сосы обладают и недостатками. К ним относятся:
1)	тихоходность, влекущая за собой большие размеры и вес
насоса при большой производительности;
2)	относительная сложность конструкции;
3)	неприспособленность без специальных устройств для регу-
лирования подачи при данном числе двойных ходов;
4)	неравномерность подачи, для уменьшения которой в ряде
случаев приходится устанавливать воздушные колпаки.
Что касается паровых прямодействующих насосов, то они
к тому же не экономичны по расходу пара. Вместе с тем этим
насосам присущи следующие положительные качества:
1)	меньшая, чем у приводных насосов, сложность конструкции;
2)	надежная и спокойная работа;
3)	простота регулирования подачи независимо от развивае-
мого напора, большим или меньшим открытием паровпускного
клапана;
4)	отсутствие опасности возникновения пожара при перекачи-
вании легко воспламеняющихся жидкостей.
Следует также отметить, что при увеличении сопротивления
трубопровода прямодействующий насос автоматически уменьшает
число ходов и, уменьшая подачу, развивает большее давление.
В целях повышения экономичности установок с прямодействую-
щими насосами отработавший пар этих насосов следует использо-
вать для технологических или бытовых целей.
В современных насосных установках в качестве двигателей
приводных поршневых насосов преимущественно используются
13
электродвигатели. Регулирование подачи электроприводных порш-
невых насосов осуществляется:
1) перепуском жидкости из нагнетательного трубопровода во
всасывающий;
2) изменением длины хода поршня, или скалки.
Способ регулирования подачи путем перепуска жидкости из
нагнетательного трубопровода во всасывающий неэкономичен. Он
применяется в том случае, когда вопросы экономичности не имеют
решающего значения.
Насосы с переменным ходом поршня сложны в конструктивном
отношении, но экономично работают в широком диапазоне изме-
нения подачи.
Для насосов с приводом от паровой машины или двигателя
внутреннего сгорания регулирование подачи может осущест-
вляться изменением числа оборотов. Применение такого способа
для электроприводных насосов требует установки специальной
аппаратуры, регулирующей число оборотов электродвигателя, что
удорожает и усложняет монтаж и эксплуатацию насосной уста-
новки.
5.	Краткие сведения из истории развития
поршневых насосов
Идея создания поршневого насоса была известна в глубокой
древности.
Первые простейшие поршневые насосы появились в Греции
во II в. до н. э. Однако в течение ряда веков они не получили
широкого распространения вследствие того, что в то время уро-
вень развития техники не позволял изготовлять цилиндры и порш-
ни необходимого качества. Насосы приводились в действие му-
скульной силой человека или животных, в лучшем случае водя-
ным колесом.
Только с появлением в XVIII столетии паровых машин наме-
тился значительный сдвиг в развитии поршневых насосов.
Начиная с середины XIX столетия наряду с приводными насо-
сами начали применяться паровые прямодействующие насосы.
Было предложено и построено много типов прямодействующих на-
сосов. Наиболее простыми и надежными оказались сдвоенные пря-
модействующие насосы типа «Вортингтон». Об этих насосах ака-
демик В. Г. Шухов в 1897 г. писал:1 «Из всех типов насосных
машин наибольшим распространением, как известно, пользуются
в настоящее время сдвоенные насосы прямого действия. Простота
их устройства, обусловливаемая отсутствием маховых колес с пе-
редаточным механизмом кривошипа и шатуна, позволяет констру-
1 В. Г. Ш у х о в. Насосы прямого действия, теоретические и практические
данные для расчета их. М., 1897.
14
ировать эти насосы сравнительно очень легкими и дает в общем
машину, отличающуюся удобством и простотою ухода».
Медленное развитие в то время центробежных насосов объяс-
няется отсутствием многооборотных двигателей. Однако, после
того как для привода в действие центробежных насосов стали
широко применять электродвигатели и паровые турбины, насту-
пил значительный сдвиг в развитии этих насосов.
Увлечение центробежными насосами породило довольно распро-
страненную точку зрения, что поршневой насос как машина уста-
рел и должен быть вытеснен центробежным. В действительности
практика доказала жизненность обоих типов насосов и разграни-
чила область их применения.
В XIX столетии развитие поршневых насосов происходило
в основном по опытному пути. Из теоретических работ этого пе-
риода следует отметить упомянутую выше работу В. Г. Шухова
и работу П. К. Худякова.1 Эти работы явились значительным
вкладом в развитие теории и расчетов поршневых насосов.
Большие успехи в области поршневых насосов были достигнуты
в XX столетии. Развитие теории и конструкций поршневых насо-
сов в этот период связано с трудами русских ученых А. П. Германа,
И. Г. Есьмана, И. И. Куколевского, А. А. Бурдакова, В. Л. Сур-
вилло и др. Значительный вклад в развитие поршневых насосов
внесли иностранные ученые, такие как Бах, Вестфаль, Берг и др.
В настоящее время как у нас, так и за границей создано боль-
шое количество различных типов поршневых насосов хороших
конструкций.
Производство поршневых насосов в Советском Союзе освоено
на целом ряде заводов, которые все время улучшают конструкции
насосов и совершенствуют технологию их изготовления.
Большие заслуги в деле создания новых прогрессивных кон-
струкций поршневых насосов принадлежат Центральному кон-
структорскому бюро гидромашиностроения (ЦКБ ГМ). Ряд важ-
нейших исследований по поршневым насосам выполнены в научно-
исследовательских институтах ВИГМ и Гипронефтемаш, в МВТУ
им. Баумана и др.
В Советском Союзе имеются все необходимые условия для даль-
нейшего развития насосостроения.
1 П. К. Худяков. Построение насосов. М., 1899.
ГЛАВА II
ОСНОВЫ ТЕОРИИ И РАСЧЕТА
ПРИВОДНЫХ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
6.	Закон движения поршня
Закон движения поршня у приводных насосов обусловлен ки-
нематикой кривошипно-шатунного механизма.
Если пренебречь влиянием конечной длины шатуна, т. е. счи-
тать его бесконечно длинным, то путь, проходимый поршнем или
плунжером, можно связать с углом ф поворота кривошипа следую-
щей зависимостью (рис. 6):
X = г (1 — COS ф),	(16)
где г — радиус кривошипа.
Скорость поршня есть первая производная от пути по времени,
т. е.
dx . t/ф	.	/1*7\
и = — = Г Sin ф -J7 = Г(й Sin ф,	(17)
dt	' dt	т
dtp лп
где © =	= -эд — угловая скорость вращения кривошипа,
принимаемая постоянной (п — число обо-
ротов вала в минуту).
Ускорение поршня
/ =	— Г(0 cos ф 4? —cos ф.	(18)
* dt	т dt 
Формула (17) показывает, что скорость поршня при данном
положении кривошипа измеряется ординатой некоторой сину-
соиды. При ф = 0° и ф = 180° скорость и = 0, а при ф = 90°
она достигает своего максимального значения
4/ Г© ^шах*
16
Таким образом, у приводных насосов за каждый оборот криво-
шипного вала скорость поршня дважды увеличивается от нуля до
максимума и столько же раз снижается от максимума до нуля.
Из формулы (18) следует, что ускорение поршня изменяется
по закону косинусоиды и достигает максимальных значений в мерт-
вых точках. При (р = 90° и <р = 270° ускорение / = 0.
С учетом конечной длины шатуна значения пути, скорости и
ускорения поршня определяются выражениями
х = г (1 — cos (р) ± 0,5rXo sin2 ср;	(19)
и = г© (sin (р ± 0,5 Ло sin 2(р);	(20)
j = г©2 (cos (р ± Хо cos 2(р),	(21)
где Ао = j---отношение радиуса кривошипа к длине шатуна I.
Рис. 6. Перемещение поршня у приводных насосов
В этих формулах знак плюс соответствует ходу поршня вперед,
т. е. к валу, знак минус — ходу поршня назад.
Обычно отношение радиуса кривошипа к длине шатуна де-
лается небольшим (0,2 и даже меньше), поэтому точность фор-
мул (16), (17) и (18) вполне достаточна для приближенных рас-
четов.
На практике часто приходится оперировать средней скоростью
поршня. Выражение для этой скорости получается на основе про-
стых соображений. За один оборот вала насоса поршень проходит
путь 2S л«, за п оборотов в минуту — 2Sn м/мин. Следовательно,
средняя скорость поршня будет
2Sn Sn 2rn ,
Ucp ~~ "бб- — 30 ~ 30 м^ек'	(22)
7.	Исследование подачи поршневых насосов
Так как у насосов с кривошипно-шатунным механизмом ско-
рость поршня непрерывно меняется, то, естественно, подача их
является неравномерной.
Исследование подачи поршневых насосов удобно выполнять
графическим методом.
Построим синусоиду с основанием аоав = яг, а радиус исход-
ной окружности примем га) (рис. 7).
2 И. А. Чиняев
17
Очевидно, что ординаты такой синусоиды а0, alt а2, • • •» ав
будут представлять собой величину скорости поршня в зависи-
мости от пути, пройденного пальцем кривошипа, или от угла по-
ворота последнего, так как равны гео sin <р.
В правильно работающем насосе жидкость непрерывно следует
за поршнем, не отрываясь от него.
Подача насоса при бесконечно малом перемещении поршня
будет
dq = F dx.
Так как dx = и dt, то можно написать
dq = Fu dt.
Из этого выражения видно, что поскольку площадь поршня F
остается постоянной, то подача насоса изменяется по тому же
закону, что и скорость поршня.
Рис. 7. График подачи насоса простого действия
Нетрудно доказать, что если радиус полуокружности, взятой
для построения синусоиды, приравнять в определенном масштабе
величине, равной площади поршня F, то площадь, ограниченная
синусоидой и разверткой полуокружности кривошипа аоав = пг,
будет равна объему жидкости, подаваемому насосным поршнем за
один ход, т. е. равна произведению FS.
Действительно, пусть в какой-то момент времени кривошип
занимает положение, определяемое углом ср. За промежуток вре-
мени dt кривошип повернется на угол dtp. Следовательно, па-
лец кривошипа за время dt пройдет путь, равный rd(p. Выделим
на синусоиде элементарную площадку с основанием rd(p. Вы-
сота этой площадки будет равна F sin <р, так как радиус исход-
ной окружности принят равным F.
Элементарная площадь (назовем ее dq) будет равна
dq = F sin ерг dtp.
Вся площадь синусоиды
я
q = Fr § sin <р dtp -- Fr
о
я
— cos tp = 2Fr FS.
о
(23)
18
Таким образом, площадь синусоиды q оказалась равной объему,
описанному поршнем за один ход.
Из вышеизложенного следует, что изменение скорости поршня
и подачи перекачиваемой жидкости можно изобразить одной и той
же синусоидой. Конечно, масштабы для скорости поршня и по-
дачи будут различны.
Насос простого действия производит нагнетание за один ход
поршня, а второй его ход служит для всасывания перекачиваемой
жидкости в цилиндр, поэтому график подачи такого насоса за
один оборот кривошипа изобразится кривой а0а3ава7 (рис. 7).
Если бы подача насоса простого действия совершалась равно-
мерно и не за один ход поршня, а за два его хода, то ее можно
было бы изобразить площадью прямоугольника а0Ьсау равнове-
ликого площади, ограниченной ветвью синусоиды и ее основа-
нием.
Высота уср прямоугольника aQbca-j может быть определена
из равенства
Ktrycp = 2Ег,
откуда
_ F_
У ер — п
Максимальную ординату графика действительной кривой по-
дачи обозначим утах. В том случае, когда насос простого действия,
Утах F-
Отношение максимальной ординаты графика подачи к средней
= 6Н назовем степенью неравномерности подачи. Для на-
соса простого действия
= л = 3,14.	(24)
Уср
Таким образом, максимальная мгновенная подача больше сред-
ней в 3,14 раза. В таком же отношении будут находиться наи-
большая и средняя скорости жидкости в трубах.
Нетрудно понять, что из двух конструкций насоса та будет
совершеннее, у которой подача жидкости происходит более рав-
номерно, т. е. Ьн ближе к единице.
Действительно, при неравномерной подаче жидкости насосом
струя в его отливной трубе будет прерывистой, и, кроме того,
раз скорость жидкости непостоянна, то, значит, масса жидкости
внутри насоса обладает ускорением и приобретает некоторую
силу инерции, пропорциональную ускорению и ложащуюся лиш-
ней нагрузкой на кривошипно-шатунный механизм.
Изложенный выше графический метод исследования подачи
может быть применен к насосу любой кратности действия.
2*
19
На рис. 8 представлен график подачи насоса двойного дей-
ствия. При построении графика объем, занимаемый штоком поршня
в одной из полостей цилиндра, не учитывался.
Максимальная ордината графика
Рис. 8. График подачи насоса двойного действия
Средняя ордината графика, т. е. высота прямоугольника afke,
равновеликого синусоидам abc и cde, определится из равенства
^rycp = 4Fr,
откуда
2F
Уср л
Рис. 9. График подачи насоса тройного действия
Степень неравномерности подачи насоса двойного действия
g	»™х = Л=157
н	Уср 2	v •
Таким образом, степень неравномерности подачи у насоса двой-
ного действия в два раза меньше, чем у насоса простого дей-
ствия.
На рис. 9 изображен график подачи насоса тройного действия,
состоящего из трех насосов простого действия с расположением
кривошипов под углом 120° один к другому. Здесь — гра-
фик подачи цилиндра, поршень которого приводится в действие
кривошипом а; а2Ь2с2 — график подачи цилиндра, поршень кото-
20
рого приводится в действие кривошипом Ь\ а3Ь3с3 — график по-
дачи цилиндра, поршень которого приводится в действие криво-
шипом с.
Суммарный график подачи насоса тройного действия показан
сплошной волнообразной линией.
Максимальная ордината графика
i/max = gli = 2gk = 2F sin 30° = F = mb1.
Если на линии arft как на основании, построить прямоуголь-
ник, равновеликий площади суммарного графика, то высота та-
кого прямоугольника уср определится из равенства
откуда
_ 3F
Уср ~ л *
Степень неравномер-
ности подачи у рассма-
триваемого насоса равна
б„ = »Ш“ = " = 1,047.
Уср
(26)
2лгуср = 6Fr,
Рис. 10. График подачи насоса четверного дей-
ствия
Таким образом, в насосе тройного действия разница между
наибольшей скоростью жидкости в трубах и ее средней скоростью
достигает только 4,7%.
Если построить график подачи для насоса четверного дей-
ствия, то он будет иметь вид, представленный на рис. 10. При
построении графика стеснение двух полостей насоса штоками
поршней не учитывалось. Кривошипы у насоса четверного дей-
ствия смещены друг относительно друга на 90°.
Максимальная высота графика
ymsx = 2F sin 45° - 1,41F.
Высоту прямоугольника, равновеликого площади графика,
найдем из равенства
Ъпгуср = 8Fr,
откуда
4F
Уср ~ л '
Следовательно, степень неравномерности подачи насоса чет-
верного действия будет
б Smax = Л41Л. = j д j	(27)
н Уср 4
У всех рассмотренных выше насосов график всасывания ни-
чем не отличается от графика подачи (графика нагнетания).
21
У дифференциального насоса (см. рис. 5) график подачи одина-
ков с графиком подачи насоса двойного действия. График всасы-
вания такой же, как у насоса простого действия.
Из изложенного выше следует, что наиболее равномерной по-
дачей (наименьшей степенью неравномерности) обладают насосы
тройного действия. Еще более равномерную подачу обеспечивают
насосы многократного действия с большим числом цилиндров.
Значения степени неравномерности подачи для насосов мно-
гократного действия:
Пятикратного	1,016
Шестикратного	1,047
Семикратного	1,008
Восьмикратного	1,026
Девятикратного	1,005
Десятикратного	1,016
Характерно, что неравномерность подачи одинакова у насо-
сов тройного и шестикратного действия, у насосов пяти- и де-
сятикратного действия.
Следует отметить, что увеличение
числа цилиндров у насоса усложняет
его изготовление и эксплуатацию. По-
этому многоцилиндровые кривошипные
насосы применяются лишь в тех слу-
чаях, когда особые требования к ра-
боте насосов оправдывают сложность
их конструкции.
Рис. 11. Схема всасывающего
трубопровода насоса
8.	Давление в цилиндре насоса
в период всасывания
Исследуем, как изменяется давле-
ние рв под поршнем насоса в период
всасывания (рис. 11). Примем следую-
щие обозначения: р0—давление на
свободную поверхность жидкости в
приемном резервуаре; — возвышение
поршня в крайнем нижнем его положении над уровнем жидкости
в приемном резервуаре; z0 — глубина погружения всасывающей
трубы; х — мгновенное отстояние поршня от крайнего ниж-
него его положения; F — площадь поршня; и — переменная
скорость поршня; v — переменная скорость жидкости в любом
сечении трубопровода.
Для вывода выражения, определяющего давление под порш-
нем, воспользуемся уравнением неустановившегося движения
реальной жидкости в виде
4(г+Л+^\ + 1.^ + /и) = 0.	(28)
д1 \	' у ' 2е J ' е dt ' w	4 '
22
Первый член этого уравнения представляет собой изменение
полной удельной энергии жидкости на единицу длины пути, кото-
1 dv
рое затрачивается на преодоление силы инерции — • и вред-
ных сопротивлений iw.
Следует заметить, что поскольку потеря энергии на вредные
сопротивления не является непрерывной функцией от /, осо-
бенно при наличии местных сопротивлений, то последний член
уравнения не есть производная, а лишь символ, учитывающий по-
терю энергии по длине I.
Умножая уравнение (28) на dl и интегрируя его по всей длине 1в
всасывающего трубопровода, включая цилиндр насоса, получим
\4r(z + — +	+ - f-^dl + y.iwdl = 0.	(29)
J dl \ у '2g / g J di 1 w	v '
Первый интеграл разбиваем на сумму интегралов и решаем
каждый в отдельности
dz = z0 4- Zr 4- х
(знак минус у z0 взят по той причине, что плоскость сравне-
ния принята совпадающей со свободным уровнем жидкости
в приемном резервуаре);
третий интеграл дает
и
так как считаем, что при входе во всасывающую трубу жидкость
имеет скорость v = 0.
Таким образом,
Для вычисления второго интеграла выражения (29) восполь-
зуемся уравнением неразрывности потока
Fu = fev,
где fe — площадь поперечного сечения любого участка всасы-
вающего трубопровода.
23
Продифференцировав это выражение, получим
dv F ди
’дГ — ~Ъ'~д1 ’
Следовательно,
g J dt g dt J ffl
в	в
Поскольку ускорение поршня не зависит от Z, то оно вы-
несено из-под знака интеграла.
Если всю длину всасывающего трубопровода разбить на от-
дельные участки Zle, Z2e, . . lxet имеющие поперечные сечения
соответственно fle, f2e,  •	/*«> т0 можно написать
I ди f F . F .	.	\
- В ’ St \fu lu Ъ. г x)'
Выражение в скобках без последнего члена назовем приведен-
ной длиной всасывающего трубопровода и обозначим ее £в,
тогда
1 f dv ,,	1 , г , ч ди
— “37 dl =  (Le +	.
g J dt gx ' dt
le
Последний член уравнения (29) есть сумма потерь энергии на
преодоление сопротивлений трения и местных сопротивлений по
длине всасывающего трубопровода, включая цилиндр насоса. Эти
потери могут быть представлены так:
2	2
^iwdl = 2Х«	+ h„
в
где 11в и die—длина и диаметр Z-го участка всасывающего
трубопровода;
К1в — коэффициент гидравлического сопротивления для
Z-го участка всасывающего трубопровода;
в — скорость жидкости на i-м участке всасывающего
трубопровода;
t,k в — коэффициент k-ro местного сопротивления вса-
сывающего трубопровода;
vk в — скорость жидкости для k-ro элемента всасываю-
щего трубопровода;
he — напор, затрачиваемый на преодоление сопротив-
лений во всасывающем клапане;
24
"кхи2
2gD
— напор, теряемый на трение жидкости о стенки
цилиндра (где D — диаметр цилиндра).
Скорости vie и vke могут быть выражены через скорость поршня
при помощи уравнения постоянства расхода
Vie'~ fie Щ V*e~ fkeU'
Подставляя значения vie и vke в предыдущее выражение,
получим
•Ь кв-
Член в квадратных скобках назовем приведенным коэффициен-
том сопротивления всасывающего трубопровода и обозначим We,
тогда
^dl = W,^ + ^ihe.
1в
Пренебрегая без чувствительной погрешности членом
напишем
£iw<U = W,-£ +h,.
Суммируя результаты вычислений, получим
г.+х + ^-^+£ + ^(1. + х)^+Г.£+Л. = 0.
Из этого уравнения найдем давление под поршнем, выраженное
в метрах столба жидкости,
* = Y-[z1.+ x + (lV'.+ l)-^+ft.+y(Z..	(30)
Из этого выражения видно, что давление под поршнем рв бу-
дет тем больше, чем больше давление р0 и чем меньше сумма
членов, стоящих в квадратных скобках. С увеличением рв улуч-
шаются условия всасывания насоса.
Рассмотрим величины, от которых зависит’ давление под
поршнем.
Давление р0 является обычно атмосферным давлением. Оно
неодинаково в различных пунктах земной поверхности и зависит
от высоты расположения этих пунктов над уровнем моря. В табл. 1
приведены значения атмосферного давления в зависимости от
высоты местности над уровнем моря.
25
Величина zx зависит от установки насоса; она тем больше,
чем выше расположен насос. Если насос расположен ниже уровня
жидкости в приемном резервуаре, zt становится отрицательной
и по раскрытии^скобок она увеличивает -у-. В первом случае
насос будет работать с геометрической высотой всасывания,
во втором случае — с под-
пором.
Величина х меняется
от 0 до S = 2г.
Член(№в + 1)£
Таблица 1
Значения среднего атмосферного давления
в зависимости от высоты местности над
уровнем моря
Высота местности над уровнем моря, лс	Среднее атмосферное давление	
	мм рт. ст.	лс вод. ст.
0	760	10,3
200	742	10,1
400	724	9,8 J
600	707	9,6
800	690	9,4
1000	674	9,2
1500	635	8,6
2000	598	8,1
3000	530	7,2
5000	417	5,7
Член (ы/в-J-1) оп-
ределяющий величину на-
пора, расходуемого на
преодоление гидравличес-
ких сопротивлений во вса-
сывающем трубопроводе,
возрастает с увеличением
We и скорости и поршня.
В свою очередь, приве-
денный коэффициент со-
противления We растет
с увеличением числа мест-
ных сопротивлений (ко-
лен, клапанов, задвижек),
а также с увеличением
длины всасывающего тру-
бопровода и с уменьше-
нием его диаметра.
Величина напора Ав, расходуемого на преодоление сопро-
тивления во всасывающем клапане, имеет наибольшее значение
в момент открытия клапана, когда преодолеваются сила инерции
и сила от разности давлений над клапаном и под ним. Сопротив-
ление открытого клапана примерно постоянно и зависит от его
конструкции.
Член ± (Le + х) определяющий величину инерционного на-
пора, расходуемого на преодоление силы инерции жидкости во вса-
сывающем трубопроводе и цилиндре насоса, возрастает с увеличе-
нием Le и Приведенная длина Le тем больше, чем длиннее
всасывающий трубопровод и чем меньше его сечение относительно
площади поршня. Ускорение поршня имеет наибольшее зна-
чение в мертвых точках и зависит от числа оборотов насоса.
Отсюда ясно, что при желании достичь высокого числа оборотов
необходимо считаться с увеличением ускорения и с увеличе-
26
нием соответственно всего члена, в котором это ускорение входит
множителем.
Преобразуем выражение (30), выразив в нем скорость и уско-
рение поршня в явном виде через пути, проходимые поршнем.
Если не учитывать влияния конечной длины шатуна, то для
определения пути, проходимого поршнем, скорости и ускорения
поршня можно применить выражения (16), (17) и (18).
Путь, проходимый поршнем от крайнего нижнего его положе-
ния,
х = г (1 — cos ф).
Решая это уравнение относительно cos <р, получим
cos <р = 1 —у .
Скорость поршня
Следовательно,
и = гео sin ф.
и2 — г2(о2 sin2 ф = г2(о2 (1 — cos2 ф) = г2(о2
о а ( 2Х
— Г2(1)2 ( ------
\ Г
Ускорение поршня
0U	о	о( 1 X
— = ГСО2 cos ф = ГСО2 (1-----------
dt	’	\ г
Подставив найденные значения для и2 и
ot
получим
в выражение (30),
Рв = _Ро
У У
(W. +1)
г2со2 / 2х
~2i\~
Zx + х 4
2
 Ag о I 1 X \ । X 2 / 1	\
4—- гео2 ( 1--------) 4-----гео2 (1--------I
g \ и g \ г )
(31)
По выражению (31) можно вычислить значение — для любого
положения поршня.
Для наглядности представим выражение -у = f (х) в виде
графика. По оси абсцисс будем откладывать пути, проходимые
поршнем от нижней мертвой точки, а по оси ординат — соответ-
ствующие значения членов уравнения (31), вычисленные для пяти
положений поршня (табл. 2).
27
х
и
X
to
к>|
М




to
to| "»

я
to
to
oq е
to к
ffei 8
to
to
to
to
ом e
to
Путь x, пройденный поршнем	
ИЧ	Давление на свобод- ную поверхность жидкости в прием- Ро ном резервуаре
ИЧ	Геометрическая вы- сота всасывания «| + *
ИН	Напор, расходуемый на гидравлические сопротивления всасывающего трубопро- вода
<	Напор, теряемый во всасывающем кла- пане h- и

аэ
X
гв
к
х
гв
я
м
GO
X
гв
X
со
х
X
к
Е
X
№
n
X
83
to
0Q
to
(ft}
e
e
to
e
to
e
to
e
to
4*
	ш о
•о •< О	ш 2
о	о
я	Е
ТЗ	со
О	
СО о	3
hB	
(D	2
S
X
л
Й5
to
to
e
to
Ot»
to
e
to
e
to
X
в

e
5J
ss
h
я
s
rt>
я
tu
О
о
о
ь>
к
о
X
X
Е
®
X
W
□
о
R
J2
R
Построение графика по данным табл. 2 с учетом знака перед
квадратной скобкой в уравнении (31) выполнено на рис. 12.
При построении ломаной линии IV учитывалось, что he имеет
наибольшее значение, равное he0 в период открытия клапана,
а затем на протяжении всего хода поршня остается постоянным.
Произведя суммирование с учетом знака ординат линий //,
///, IV, V и VI для каждой из пяти абсцисс и отложив полученные
отрезки вниз от прямой /, получим кривую -у, которая показы-
вает изменение давления в цилиндре на протяжении всасывающего
хода поршня.
Кривую
и не прибегая
изображению
ния (31). Если
по пяти точкам, то координаты
этих точек будут:
х=0; ^-=-^-(г1+/1в0 +
7	г2	1
+ he + тг-г(з)2 +	° ;
1 e '2g	4g	J *
можно построить
к графическому
членов уравне-
кривая строится
Рис. 12. Изменение давления под
поршнем насоса в период всасы-
вания
Рв __ Ро_
[(^1 + f) +	+ l)-^- "Ь »
7- = •¥ 4(Z1 + 4Г) +	+ 0 +
I	I	L \	/	б
+ fte—
3ra(oa I
4g J
х = 2г; ₽«. =-Ss. — F(Z1-I-2г) +/г, —гш2 — 2 —
Y Y L	S	S
Из графика на рис. 12 видно, что величина -у имеет мини-
мальное значение в начале хода поршня, т. е. при х = 0.
29
Выражение для определения минимального давления pemin под
поршнем напишется так:
/’«min=Po —т(21+Л«о + -у-™2)-	(32)
\	о	'
Для нормальной работы насоса, при которой жидкость дви-
жется непосредственно за поршнем, минимальное абсолютное
давление рв min под поршнем при всасывании должно быть больше
давления pk насыщенных паров перекачиваемой жидкости при
данной температуре, т. е. должно соблюдаться условие
Рв min > Pl'
(33)
Если это условие не будет соблюдено, то произойдет отрыв
жидкости от поршня и нормальная работа насоса будет нарушена.
В цилиндре будут наблюдаться удары жидкости о поршень, когда
последний в период замедленного движения настигается движу-
щейся за ним жидкостью. Особенно опасен удар жидкости, ото-
рвавшейся от поршня, во время всасывающего хода при встрече
с поршнем в начале нагнетательного хода, результатом чего мо-
жет явиться повреждение деталей и даже разрушение насоса.
В случае интенсивного выделения паров из перекачиваемой
жидкости произойдет срыв работы насоса.
Давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости зави-
сит от ее температуры. Для воды зависимость между давлением
паров и температурой дана в табл. 3. Из табл. 3 видно, что давле-
ние pt весьма быстро растет с увеличением температуры воды.
Для уменьшения pt должна быть снижена температура перека-
чиваемой жидкости.
Таблица 3
Зависимость между давлением насыщенных паров и температурой для воды
Температура 1 в °C	0	5	10	20	30	40	50	60	70	80	90	100	120
Pl Давление — и л вод. ст.	0,06	0,09	0,12	0,24	0,43	0,75	1,25	2,02	3,17	4,82	7,14	10,33	20,27
9. Давление в цилиндре насоса в период нагнетания
Выведем выражение для давления рн под поршнем в период
нагнетания (рис. 13).
Будем вести счет путей, проходимых поршнем от крайнего
верхнего его положения, и обозначим их х. Возвышение отлив-
ного отверстия нагнетательного трубопровода над нижним поло-
жением поршня обозначим z2. Длину нагнетательного трубопро-
30
вода, измеренную по оси от поршня до отливного отверстия,
назовем 1Н. В том резервуаре, куда подается жидкость, абсолют-
ное давление обозначим через ре, а скорость истечения жидкости
из отливного отверстия через ve.
Аналогично предыдущему, применим уравнение неустановив-
шегося движения к потоку жидкости в нагнетательном трубопро-
воде и, умножив это уравнение на dl, проинтегрируем его по
всей длине 1Н
14(г -! ^+i)dl *	(34)
‘н	‘н
Поступая подобно тому, как это было сделано при выводе
уравнения для периода всасывания, получим:
где l1H, I2н — длины участков нагнетательного трубопровода;
Ан» fiH — площади поперечных сечений этих участков;
LH — приведенная длина нагнетательного трубопровода;
2	2
2'."' 2*-fe>+2 ь- v +
н	н	н
где liH и diH—длина и диаметр i-ro участка нагнетательного
трубопровода;
А, н — коэффициент гидравлического сопротивления для
i-ro участка нагнетательного трубопровода;
31
Vi н — скорость жидкости на t-м участке нагнетательного
трубопровода;
— коэффициент k-vo местного сопротивления нагне-
тательного трубопровода;
vkH—скорость жидкости для k-ro элемента нагнета-
тельного трубопровода;
hH — напор, затрачиваемый на преодоление сопротив-
лений в нагнетательном клапане;
X (S — х) и2
—2~Р-------напор, теряемый на трение жидкости о стенки
цилиндра.
Выразив в последнем уравнении скорости vt н и vk н через
скорость и поршня, получим
где
WH — приведенный коэффициент сопротивления нагнетатель-
ного трубопровода.
X(S — х)и2
2gD
Если пренебречь членом
, то получим
'Zlwdl^WH^+hH.
1Н
Сложим полученные результаты интегрирования
Решив это уравнение относительно найдем
у + *,-(S —х) + | + (1Гж- 1)£ +
+ +	+ S—
(35)
Выразим скорость и ускорение поршня через пути, проходимые
им, и угловую скорость вращения кривошипа, т. е. поступим точно
так же, как это было сделано по отношению к уравнению периода
всасывания. Предварительно заменим ve через скорость поршня и
32
по соотношению ve = й, где fe — площадь сечения отливного
1е
отверстия. Тогда получим
+ *2 - (S-х) + (w„ - 1 4 4)	(V - 4) +
•	•	у	1е ) в '	7
Г(02 ( 1 — —.
\ г /
+ Лн + — ™2
S — x
ё
(36)
На рис. 14 выражение (36) представлено графически в функ-
ции от х. По оси абсцисс отложены пути, проходимые поршнем,
а по оси ординат значения членов
уравнения (36), вычисленные для
пяти положений поршня (табл. 4).
При построении ломаной линии IV
было принято во внимание, что кла-
пан имеет наибольшее сопротивле-
ние в момент открытия. Напор, те-
ряемый в нагнетательном клапане
в момент открытия, обозначен hH0
(табл. 4).
Суммируя ординаты прямых и
кривых, нанесенных на график, по-
лучим кривую зависимости давле-
ния -у- от положения поршня х.
Кривую можно построить и
не прибегая к графическому изоб-
ражению отдельных членов уравне-
ния (36). Для этого определяются
координаты характерных точек
Рис. 14, Изменение давления
под поршнем насоса в период
нагнетания
33
х = 0;	2	s^h„о +
у Y  л	• н о 1
4- — гео2	— гео2;
ё ё
3 И. А. Чиняев
GO
Значения членов уравнения (36) при различных положениях поршня
Таблица 4
Путь х, пройденный поршнем	Давление в отлив- -	Ре ном резервуаре —	Геометрическая высота нагнета- ния 2г —(S — х) 11	Напор, расходуемый на гидравлические сопротивления нагнетательного трубо- провода (w	+ «	т ,2 2g 1 г г* 1 \	'в /	4	' III	Напор, теряемый в 5 нагнетательном кла- пане, Л„ г»	Инерционный напор	
					в нагнетательном трубопроводе / х \ — г(0« 1	 g	\	г ) V	в цилиндре насоса S — х , /,	х \ 	гы' 1	1 g	\ г ) VI
И	„	X	X	И II	1	||	11	II to	К>1 W	to|	о	Ре У Ре У Ре У Ре У Ре У	м	м to М 1	ю 		'	1	N Со	1	'	ю ь»	Со	1 •°	|	со	1 1	1	Со ьэ оо	1	। ;	г,	1 3	” ।	® « р	3 Ъо « р г р ср О	"1“	о 1 7 J СО р	~~	Z СО 1’Г	^но ’ Иц hH h» hn	Гй)3 g ^ГО)Я 0 ~^Г(03 2g g	1	оо ос» | со О	>	О	ОЛ1	't «	04 е	о Л» В	“	м
Из рис. 14 видно, что давление -у- сильно меняется в течение
хода поршня. Минимальное значение величины ~ соответствует
х = S, т. е. концу нагнетательного хода поршня. Наибольшее
влияние на изменение давления в цилиндре оказывают силы инер-
ции жидкости, находящейся в трубопроводе.
Следует отметить, что и в период нагнетания может произойти
отрыв жидкости от поршня. Причиной этого является то, что
член _£« rfi)2	учитывающий влияние сил инерции жид-
кости, находящейся в негнетательном трубопроводе, становится
отрицательным во второй половине хода поршня (табл. 4).
Отрыв потока от поршня во второй половине нагнетательного
хода произойдет, если сопротивления движению жидкости в тру-
бопроводе окажутся недостаточными, чтобы замедлить движение
столба жидкости соответственно замедлению движения поршня.
Последующее соприкосновение столба жидкости с поршнем может
сопровождаться сильным ударом.
Кроме того, при незначительной высоте нагнетания z2 и не-
значительном давлении ре в отливном резервуаре давление рн
в конце нагнетательного хода может упасть до давления pt на-
сыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной темпера-
туре, что также приведет к отрыву потока от поршня. Во избежа-
ние отрыва жидкости от поршня должно выполняться условие
Рн min Pt'
у), учитывающий влияние сил инерции жид-
10. Давление всасывания и нагнетания
для насосов кратного действия
Исследования, выполненные в п. 8 и 9, касающиеся величин
давлений в цилиндре в периоды всасывания и нагнетания, отно-
сились к насосам простого действия. Как показывает график по-
дачи, приведенный на рнс. 7, движение жидкости в цилиндре на-
соса простого действия, а следовательно, и в присоединенных
к нему трубах происходит с разными скоростями в разные мо-
менты времени. Мы видим, что скорость жидкости сперва возра-
стает от нуля до некоторого максимума, а затем опять падает до
нуля, причем жидкость в трубопроводе находится в покое в тече-
ние времени, которое поршень затрачивает на обратный ход.
После этого вновь возникает движение жидкости и цикл по-
вторяется. Эти колебания скорости определяют величину уско-
рения движения, которое оказывает непосредственное влияние
на величину давления под поршнем.
Выведенные выше формулы для давлений рв и рн и выполнен-
ное на рис. 12 и 14 их графическое изображение можно распро-
странить и на насосы двойного действия. Действительно, как
3*	35
показывает график подачи на рис. 8, закономерность изменения
скоростей жидкости в рабочих камерах насоса двойного действия
и в присоединенных к нему трубах такая же, как и насоса про-
стого действия; в обеих установках скорости изменяются от
нуля до одного и того же максимума. Разница заключается лишь
в том, что период пребывания жидкости в покое в трубах при
работе на них насоса двойного действия равен нулю. Вполне
очевидно, что при одной и той же величине колебания скоро-
стей за те же промежутки времени (половина хода при прочих
равных условиях), ускорение жидкости и соответственное дав-
ление в цилиндре имеют одну и ту же величину. Таким обра-
зом, переход от насоса простого действия к насосу двойного дей-
ствия не оказывает влияния на величину давления в цилиндре.
Дифференциальный насос, как и насос простого действия, вса-
сывает только за половину оборота кривошипа. При равных усло-
виях величина и характер изменения давления под поршнем в пе-
риод всасывания у этих насосов ничем не отличаются друг от друга.
Процесс нагнетания у дифференциального насоса совершается
при каждом ходе поршня, вследствие чего абсолютная величина
максимальной скорости у этого насоса в два раза меньше, чем
у насоса простого действия той же производительности. Благо-
даря этому вдвое меньше и ускорение жидкости, а следовательно,
меньше и колебание давления.
В случае применения насосов тройного и четверного действия
скорость течения жидкости во всасывающей и нагнетательной тру-
бах уже не падает до нуля (см. рис. 9 и 10), что вызывает более
равномерное движение и меньшее его ускорение. Это происходит
вследствие наложения движений жидкости в результате работы
отдельных поршней насоса.
Следует отметить, что применение насосов тройного действия
дает больший эффект в части ослабления влияния сил инерции,
чем применение насосов четверного действия. В свою очередь,
насос пятикратного действия в этом отношении является совер-
шеннее насоса тройного действия. Однако, как уже отмечалось
выше, увеличение числа цилиндров у насоса усложняет его изго-
товление и эксплуатацию.
11. Основы теории воздушных колпаков и их расчет
Из изложенного выше следует, что давление в цилиндре насоса
в период всасывания и в период нагнетания может колебаться
в широких пределах. Большое влияние на амплитуду колебаний
давления в цилиндре оказывают силы инерции жидкого столба во
всасывающем и нагнетательном трубопроводах. Чтобы уменьшить
влияние этих сил, применяются воздушные колпаки. 1
В зависимости от потребности воздушные колпаки устанавли-
ваются как на нагнетательном, так и на всасывающем трубопро-
36
водах. Воздушный колпак, устанавливаемый на всасывающей
трубе, называется всасывающим, а на нагнетательной трубе —
нагнетательным.
Всасывающий колпак (рис. 15) ставится в непосредственной
близости от насоса. Сверху в колпак опускается приемный па-
трубок (короткая труба), идущий от клапанной коробки насоса.
К нижней части колпака присоединяется труба, идущая от той
емкости, из которой проис-
ходит откачивание жидкости.
Предположим, что уро-
вень жидкости в колпаке
стоит на высоте zK1. Над
этим уровнем находится раз-
реженный воздух, имеющий
давление рк1. Во время вса-
сывающего хода поршня жид-
кость по патрубку втяги-
вается в насос, вследствие
чего уровень в колпаке стре-
мится понизиться и, следо-
вательно, давление воздуха
в нем уменьшится. Благо-
даря пониженному давле-
нию pKi жидкость непрерыв-
но поднимается из приемного
резервуара в колпак. Хотя
при неравномерном движе-
нии поршня количество за-
сасываемой жидкости из кол-
Pe,ve
Рис. 15. Схема уста-
новки всасываю-
щего и нагнетатель-
ного воздушных
колпаков
пака и меняется, но при достаточных размерах колпака уровень
жидкости в нем будет меняться незначительно и приток по трубе,
соединяющей колпак с приемным резервуаром, будет почти равно-
мерным. Силы инерции возникают лишь в коротком патрубке,
соединяющем насос с колпаком.
Покажем, что при наличии всасывающего колпака давле-
ние всасывания под поршнем насоса будет более постоянным
и большим по величине, чем у насосов без колпака.
По аналогии с уравнением (30) напишем
£/2
zi— ZK1 + X + О^к.в 1) 2^ +
+й,+1(/,„+х)^].
(37)
Здесь величины WK(t и LKe берутся для трубы от среза па-
трубка в колпаке и до насоса.
87
Сравнить полученное выражение с выражением (30) еще нельзя,
так как мы имеем неизвестную величину рк1. Для определения
этого давления воспользуемся уравнением Бернулли, применив
его к сечениям 1—1 и 2—2 всасывающего трубопровода.
Полагая плоскость сравнения совпадающей с нижним уровнем,
можно написать
Рк1
У
2	2
V7 V, vi
откуда
где
— п2
os)
Vi — постоянная (приблизительно) скорость жидкости
во всасывающей трубе;
д --------сумма всех гидравлических потерь в этой трубе,
о
Подставив найденное значение для в уравнение (37), полу-
чим
,2
V?
У У
I 1 /Г	I \
+ g (LK. в + х) dt
(39)
Сравнивая выражения (39) и (30), замечаем, что они отличаются
слагаемыми, представляющими гидравлические сопротивления:
U2
для насоса без колпака имели (U7e 4- 1) —, а для насоса с кол-
„2
и2
паком получили (WK e
• -  г
и2 . VI г тл
И та> и ДРУ^я вели-
чины относятся к одному и тому же трубопроводу, но разница
заключается в том, что при колпаке в большей части трубопро-
вода жидкость движется со скоростью, близкой к постоянной,
а потому гидравлические потери в этом случае будут меньше.
Сравниваемые выражения отличаются также инерционными
членами. Здесь разница заключается в приведенной длине трубо-
провода. Величина LK в < Le.
Отсюда заключаем, что давление всасывания для насоса со
всасывающим колпаком всегда больше, чем без него.
Как мы видели, наибольшее влияние на колебание давления
всасывания оказывают силы инерции, а так как эти силы для на-
соса с колпаком меньше, то давление всасывания будет более по-
стоянным, чем у насоса без колпака.
Воздушный колпак на нагнетательной трубе также устанав-
ливают непосредственно у насоса. В этом колпаке находится н^ко-
торый запас воды, а над ней воздух. Нагнетательный колпак пред-
назначается для выравнивания подачи и колебаний давления в на-
гнетательной трубе.
Найдем выражение для давления под поршнем в период нагне-
тания при наличии воздушного колпака на нагнетательной трубе.
Применяя формулу (35) для подачи жидкости в воздушный нагне-
тательный колпак, напишем
(40)
где	vK — скорость подъема уровня воды в колпаке;
WKH и LKH — приведенные коэффициент сопротивления
и длина нагнетательного трубопровода, от-
носящиеся к участку трубы от поршня
до колпака.
Благодаря действию колпака можно считать, что движение
жидкости в нагнетательной трубе за колпаком будет почти рав-
номерным. Чтобы определить давление рк2, напишем уравнение
Бернулли для сечения по уровню жидкости в колпаке и для выход-
ного сечения нагнетательного трубопровода.
Пусть плоскость сравнения совпадает с нижним положением
поршня. Тогда
Последний член выражает потерю напора на гидравлические
сопротивления в нагнетательной трубе, причем принято, что вся
эта труба имеет одинаковый диаметр и жидкость течет в ней с по-
стоянной скоростью v2. Отсюда

2	2	2
У Г 2g	2g	2g
(41)
Подставив значение в выражение (40), получим
= f+ z2-S+x + ^ + (irK.„-l)^- +
+2s4+A"+|(z"t-'‘+s_x)^-	(42)
Сравнивая полученное выражение с выражением (35), обна-
руживаем, что гидравлические потери и инерционные сопротивле-
ния (последние по абсолютной величине) в формуле (42) меньше
39
таковых же в формуле (35). Это значит, что и давление нагнета-
ния при наличии воздушного колпака в начале хода поршня будет
меньше, а в конце этого хода несколько больше, чем в случае
отсутствия колпака. Таким образом, воздушный колпак вырав-
нивает давление нагнетания. Нагнетательный колпак выравни-
вает и подачу, принимая жидкость на одной части хода и отдавая
ее на другой.
Перейдем к определению необходимой емкости воздушных кол-
паков. Задачу решим с использованием графиков подачи.
Сначала определим потребный средний объем воздуха в колпаке
у насоса простого действия. График подачи такого насоса изо-
бражен на рис. 16.
Рис. 16. К определению среднего объема воздуха в кол-
паке для насоса простого действия
Средняя ордината уср графика за два хода поршня определится
из равенства
2ягуср = FS = 2Fr,
где г — радиус кривошипа;
F — площадь поршня;
S — ход поршня.
Таким образом,
Уср = 4 = 0.318F.
Как известно, ордината уср является высотой прямоугольника
akmn, равновеликого площади синусоиды abcde.
На участке ab графика подача жидкости поршнем меньше
средней величины подачи, и потому за этот период уровень жид-
кости в воздушном колпаке понижается. В точке b этот уровень
будет самый низкий. На участке bed подача жидкости порш-
нем превосходит среднюю подачу, и уровень в воздушном кол-
паке за это время повышается. В точке d уровень жидкости в воз-
душном колпаке будет находиться в самом верхнем положении.
На участке de уровень опять будет понижаться.
Обозначим через q0 подачу, измеряемую площадью bed, и
через qT = FS = 2Fr теоретическую подачу насоса за один нагне-
40
тательный ход поршня. Часть bed синусоиды можно рассматривать
как график подачи некоторого воображаемого насоса. Наиболь-
шая ордината f такого графика представит в известном масштабе
площадь поршня у воображаемого насоса, а основание bd — длину
полуокружности, описываемой пальцем кривошипа того же на-
соса. Поэтому можно положить
bd = яг1г
где Г! — радиус кривошипа у воображаемого насоса.
Таким образом,
Vo _ /2Г1 _ frt
qT F2r ~ Fr ’
НО
f = г __ ycp = F — 0,318F = 0,682F.
Кроме того,
bd = яг! = яг — (ag + he).
Очевидно, ag = he.
Обозначим через ф угол поворота кривошипа в точке g в гра-
дусах. Тогда
ag =
ЛГф
Т80 *
но
уср = F sin <р,
откуда
Уср 0,318г лою
S1H ф = -р~ — -	- = 0,318.
Г	г
Угол ф получается равным 18,5°.
Следовательно,
лг18,5 Л
= -jgQ- = 0,103 яг.
Таким образом,
ягх — bd — яг — 2ag — яг — 2 0,103лг = 0,794лг,
отсюда
-й- = 0,794.
Отношение подач теперь будет равно
q0 fri	0.682F* 0,794	ПСЕ-
— —' -тА =-------0,55.
<7т Fr	F
41
Пусть Vmax и Vmln — максимальный и минимальный объемы
воздуха в колпаке. Тогда, очевидно,
^max ^min ^0*
Средний объем воздуха в колпаке
Т/ ___ ^max ~l~ ^min
•'ср —	2
Если обозначить через pmin
симальное давление воздуха в
ния в колпаке будем иметь
минимальное, а через ртах мак-
колпаке, то для среднего давле-
Ртах ~l~ Pmin
2
Предполагая, что процесс в воздушном колпаке изотермиче-
ский, можно написать
^тахР min ^minPmax’
Отсюда
^тах __Ртах
V min Pmin
и
Гщах	Г min _ Ртах Pmin
^тах	^min Ртах 4“ Pmin
Последнее выражение можно представить в таком виде:
Уо _ Ртах Pmin
Г ср	Рср
Отношение
Ртах Pmin
Рср
=
называется степенью неравномерности давления.
Следовательно,
у ______ q0 ____ 0,55<7т ____0.55FS
ср ~	~ ~~ ~’
(43)
Найдем теперь средний объем воздуха в колпаке у насоса
двойного действия. График подачи этого насоса изображен на
рис. 17.
42
Повторяя изложенный выше вывод, получим:
2лгуср = 477;
Уср = V = 0.637F;
<7о _ /2г 1 _ fri.
qT F2r Fr *
f - F — ycp = F — 0.637F = 0.363F;
bd =	= nr — 2ag = nr —
Рис. 17. К определению среднего объема воздуха в кол-
паке для насоса двойного действия
sin ф = -у = 0,637;
Ф = 39,5°;
лгг = пг — 23^дЛГ- = 0,561 лг;
=0,561;
<7о _fri _ 0,3637-0,561	0 21
Ят ~~ Fr~ F	‘
Таким образом, средний объем воздуха в колпаке
двойного действия должен быть равен
у ___ q0 _0,21 qr _0,21FS
ср ~~~k^ ~ ~kT~~kT‘
Аналогичное исследование дает:
Для насоса тройного действия
v _ 0,QQ9FS
Vcp ~ kd ;
насоса
(44)
(45)
Для насоса четверного действия
lz _ 0,042FS
ср ~ kd
(46)
Формулы (43), (44), (45) и (46) справедливы как для нагне-
тательных, так и для всасывающих колпаков. Для дифференциаль-
ного насоса средний объем воздуха в нагнетательном колпаке
определяется по формуле (44), а во всасывающем колпаке — по
формуле (43).
Чем меньше kdt тем более равномерно движется жидкость
в трубопроводе. Если принять kd = 0,025, то объем воздушной
части колпака будет:
Для	насоса	простого действия Vcp ~ 0,025 "	е 22FS;
Для	насоса	двойного действия V	Q$lFS - Vcp ~ 0,025	^9FS;
ДЛЯ	насоса	тройного действия v _ G,GG9FS ~	rO,5FS;
ДЛЯ	насоса	четверного действия v _ 0.042FS , VcP ~ 0,025	^2FS.
Для нагнетательных колпаков эти значения Vcp следует рас-
сматривать как минимальные. При длинных нагнетательных тру-
бопроводах Vcp берется большим, причем kd уменьшается до 0,01.
Для всасывающих колпаков при короткой всасывающей трубе
и небольшой высоте всасывания kd может быть принята бол!*ше,
т. е. до 0,05.
Так как воздух занимает примерно 2/3 объема воздушного кол-
пака, то полный объем колпака будет
V = — V = 1 5 К
* к. П 2 V СР 1 СР'
При рассмотрении теории воздушных колпаков мы не учиты-
вали влияния колебаний давления и положения уровня в них.
Однако более глубокое исследование показывает, что как ни
незначительны эти колебания, тем не менее они неизбежно вызы-
вают соответствующие колебания скоростей во всасывающей и
нагнетательных трубах, т. е. приводят к нарушению равномерного
44
движения в этих трубах. Наличие вполне определенного перйода
этих колебаний, весьма близких к гармоническим, может вызвать
явление резонанса. Поэтому найденный объем воздушного кол-
пака необходимо проверить на резонанс. Теория этого вопроса
подробно изложена в работе [3]. Мы воспользуемся лишь неко-
торыми выводами из этой работы.
Для нормальной работы насоса и нагнетательного колпака
должно быть выполнено условие, чтобы число собственных коле-
баний z столба жидкости в нагнетательном
совпадало или не было бы кратным числу
оборотов в секунду вала насоса.
Выведем формулу для определения вели-
чины z и одновременно познакомимся с физи-
ческой сущностью явлений, происходящих в
системе колпак — трубопровод.
Предположим, что к нагнетательному воз-
душному колпаку (рис. 18) присоединен за-
полненный водой трубопровод. Пусть объем
воздуха в колпаке в состоянии покоя будет
Уок, а его давление
и**	у 1 ГЬ
трубопроводе не
где — — атмосферное давление, действующее Рис. 18. К опреде-
Y	лению числа собст-
на поверхность отверстия	трубы;	венных колебаний
zH — высота столба воды (разность уров- столба воды в на-
ней в трубе и колпаке).	гнетательном^трубо-
Если по какой-либо причине уровень воды проводе
в воздушном колпаке, имеющем площадь сече-
ния Fo, поднимется на величину г/, то объем воздуха V0/f умень-
шится на величину Го*/, т. е. сожмется до объема VK = УОк — F^y,
причем давление воздуха НОк возрастет до Нк,
Согласно закону Бойля — Мариотта будем иметь
HKVK = H0KV0K.
Отсюда
___ rj V0K_____ HQKV0K ____ Нок
к-пок Vk
VOK
Величиной () по сравнению с единицей можно прене-
\ "ок /
°речь и положить
я, = я<ж(1 +
\ v ок /
45
Из этого выражения находим Повышение давления в колпаке
HK-HQK =
F pH окУ
Представим теперь, что находящийся в состоянии покоя водя-
ной столб под действием какого-то давления на его поверхность
был постепенно передвинут в трубопроводе вниз настолько, что
уровень воды в воздушном колпаке поднялся от своего первона-
чального положения в состоянии покоя на величину у0. Когда
действие этого давления прекратится, то водяной столб под дей-
ствием сжатого в колпаке воздуха придет в движение и уровень
воды в колпаке понизится.
Если через t секунд уровень воды в колпаке понизится с t/0
до у, то количество воды, которое перетечет из воздушного кол-
пака в трубопровод, составит Fo (у0 — у). За это же время столб
воды в трубопроводе сечением fH пройдет путь з.
Очевидно,
F„ (Уо ~~ У) ~ fKS.
Отсюда
Подставив найденное значение для у в предыдущее выражение,
получим
Нх-Нт =
FoffОК
Vox
В нагнетательном трубопроводе, имеющем длину находится
масса жидкости УЬ-fL. Этой массе жидкости силой fHy (Нк — НОк)
d2s
сообщается ускорение Следовательно, можно написать
Отсюда
Нк-Н„ = ±.^.	(47)
Таким образом, предыдущее выражение примет вид
1н d*s _F pH ок (_fns \
g’dt*~ V0K \Уо Fo)'
Это выражение можно переписать так:
d?s I gf.HH^K „__________________gF
dt* ’	~ lHVQK
46
Обозначим
Sfnf^OK   & „
~TV-------1 и
1hv ок
gF рНркУо
IhVok
Тогда получим
(?S I .O f
dp + ‘s = b-
Решив это дифференциальное уравнение, получим для пути,
пройденного столбом жидкости за время t секунд от начала дви-
жения, следующее выражение
s = Сг cos it -J- С2 sin it +	,	(48)
где Сх и С2 — произвольные постоянные, которые требуется оп-
ределить.
Скорость движения воды к моменту t будет
~ = — Cri sin it 4- C2i cos it,
а ускорение к моменту t
*	= — Сл2 cos it — C2? sin it.
dt2 1
Теперь выражение (47) можно переписать так:
Нк — Нок = — (—	cos it — C2i2 sin it).
Произвольные постоянные и C2 определяются из условия,
ds
что к моменту t = 0 путь s = 0 и скорость движения = 0.
Из уравнения (48) имеем
o^Cj + o + 4--
Следовательно
Уравнение, определяющее скорость движения водяного
столба, дает
0 = 0 I C2i.
Таким образом,
С8 = 0.
47
Подставив найденные для Сг и С2 значения в уравнение (48),
получим
ь
s = -р-(1 — cos it)
или
«= 7^оО — cosr‘0-
/ н
(49)
Поступая аналогичным образом в отношении уравнений, оп-
ределяющих скорость и ускорение воды, найдем
Рис. 19. График пути водяного столба
в нагнетательном трубопроводе
ds b .
— = — Sin it-,
dt i
—— Z? cos it.
Для давления в воздушном
колпаке, затрачиваемого на
ускорение водяного столба,
получим выражение
Нк — Н.к = b cos it.
Представим уравнение (49)
графически. Для этого доста-
точно показать изменение вы-
ражения (1 — cos it), так как
у 0 может быть учтен
/н
при выборе масштаба для орди-
нат.
Первый член выражения в скобках представится в виде гори-
зонтальной прямой, расположенной на расстоянии +1 от оси
абсцисс (рис. 19, а), второй член этого же выражения изобразится
косинусоидой, начинающейся с ординаты, равной —1 (рис. 19. б).
График всего выражения (1 — cos it) представлен на рис. 19, в\
он получается путем алгебраического сложения ординат графиков
рис. 19, а и б.
Из графиков видно, что водяной столб совершает колебания
вверх и вниз. По истечении времени -? он изменяет свое движе-
2л
ние и после — секунд достигает снова своего первоначального
I
положения.
Период одного полного колебания (время одного колебания
в ту и другую сторону) равен
7* — —
~ i
48
Число собственных колебаний z столба жидкости в одну се-
кунду
2 Т 2л ’
Отсюда видно, что величина z зависит от I.
Так как
/2   8f нН ок
IhVok
то развернутое выражение для z напишется так
z =	(50)
где НОк — в м\ fH — в ж2; 1Н— в м\ Уо« — в ^3-
Берг и Лейбензон установили, что для нормальной работы на-
соса и воздушного колпака должно выполняться условие
2 _ 2nz л
п (О ф0 ’
где фо — величина, зависящая от кратности действия насоса;
п — число оборотов в секунду.
Величина ф0 имеет следующие значения:
для насоса простого действия
фо — л;
для насоса двойного действия
л
Фо 2 »
для насоса тройного действия
л
Фо --g-;
для насоса четверного действия
л
Фо — ~4~ •
Практика показывает, что поршневые насосы при достаточно
большом объеме' воздуха в колпаках работают спокойно, почти
без колебаний давления.
Изложенная выше теория действия воздушных колпаков отно-
сится к установившемуся режиму работы насосной установки.
При пуске в ход насос в короткое время должен преодолеть
инерцию большого столба жидкости, находящейся в нагнетательном
4 И. А. Чиняев
49
трубопроводе, что неизбежно приведет к значительному увели-
чению давления в колпаке. Величину мгновенно возросшего
давления в нагнетательном колпаке при пуске насоса в ход можно
определить по формуле
Рмгн max ~ kpPftt
(51)
где р0« — давление в колпаке, когда насос не работает;
kp— коэффициент повышения давления. 4
Коэффициент ^повышения давления может быть найден при
помощи параметра т, вычисляемого по_формуле
Рис. 20. Конструктивная схема
установки воздушных колпаков
насоса простого действия;
1 — нагнетательный колпак; 2 —
всасывающий патрубок; 3 — вса-
сывающий колпак; 4 — водомер-
ные стекла; S — вакуумметр; 6 —
манометр
2gfnV0K
где Vok — объем воздуха 'в кол-
паке, когда насос не работает.
Таблица 5
Значения kp в зависимости от т
т		т	kP
0,0000	1,0	0,0408	1,35
0,0012	1,05	0,0508	1,4
0,0044	1,10	0,0512	1,45
0,0093	1,15	0,0712	1,50
0,0156	1,20	0,0834	1,55
0,0316	1,30	0,1190	1,70
Значения коэффициента kp в зависимости от параметра т
приведены в табл. 5.
По давлению рмгн та^ рассчитывается нагнетательный колпак
на прочность.
Следует отметить, что наличие нагнетательного колпака в зна-
чительной мере уменьшает перегрузку двигателя при пуске на-
соса, так как между поршнем насоса и массой жидкости в нагне-
тательном трубопроводе имеется упругая среда (воздух, находя-
щийся в колпаке).
Воздушным колпакам можно придавать различную форму.
Наибольшее распространение получили колпаки цилиндрической
формы.
Для правильного действия воздушного колпака подвод жид-
кости к колпаку и отвод от колпака необходимо располагать так,
чтобы вся жидкость проходила через колпак, изменяла в нем
направление своего движения и теряла скорость.
50
Всасывающий воздушный колпак удобно устраивать в Основ-
ной плите насоса, которая опирается на фундамент.
На рис. 20 можно видеть конструктивную схему установки вса-
сывающего и нагнетательного воздушных колпаков плунжерного
насоса простого действия.
Во время работы насоса уровень жидкости во всасывающем
колпаке постепенно понижается. Происходит это потому, что
давление в этом колпаке ниже, чем в приемном резервуаре, и в нем
скапливается воздух, выделяющийся из жидкости. Чтобы ско-
пившийся воздух не мог сразу в большом количестве попасть
в рабочую камеру насоса, что нарушило бы нормальную работу,
в нижней части всасывающего патрубка делается ряд небольших
отверстий (рис. 15 и 20). Достигнув при понижении уровня этих
отверстий, воздух отсасывается через них небольшими порциями
в рабочую камеру.
В нагнетательном колпаке уровень жидкости, наоборот, по-
степенно повышается вследствие того, что в нем воздух, находясь
под повышенным давлением, растворяется в перекачиваемой жид-
кости и уносится ею. В связи с этим возникает необходимость
периодически пополнять убыль воздуха в колпаке. Для этой
цели крупные насосные установки снабжаются небольшими ком-
прессорами. На малых насосах устанавливается воздушный кран
под всасывающим клапаном или на цилиндре насоса. Этот кран
снабжают обратным клапаном («соской»). При открытии крана
воздух засасывается в цилиндр насоса и затем вытесняется в кол-
пак.
Для контроля за давлением на нагнетательном колпаке уста-
навливается манометр, а на всасывающем колпаке — вакуумметр.
Воздушные колпаки снабжаются также водомерным стеклом и воз-
душным краном.
12. Работа, затрачиваемая в поршневом насосе
Определим работу в насосе простого действия за два хода
поршня. Получив выражение для работы насоса простого
действия, нетрудно будет перейти к насосу любой кратности
действия.
Найдем сначала работу за ход всасывания (см. рис. 11).
Так как у насосов простого действия нерабочая полость сооб-
щена с атмосферой, то давление в ней будет равно атмосферному,
т. е. р0.
Сила же полного давления Рв. п на поршень во время всасы-
вания будет равна
P'.n = VF (
Ро Ре
Y	Y
51
Подставив в это выражение значение-у из формулы (31), найдем
Г	/ О у	у2 \
Р., п =	+ * + О'7. +	(V + h‘ -I-
+	— -) + -га2(1 — -'ll .	(52)
g \ г J g \ Г ) \	v 7
Элементарную работу силы Рв< „ найдем умножением выраже-
ния для нее на элементарный путь dx, а полную работу за ход вса-
сывания выразим интегралом
R. = J yF[г. + X + (W. 4	- 4) -I А» +
О
+ Ь-Г(й2( 1 — А\4_^гсо2/1
g \ Г / ' g \ г
(53)
Разбив этот интеграл на сумму отдельных интегралов, решим
каждый из них:
2г
yF j (21 + X) dx = (?! + г) SyF;
о
2г
YF f |>, 4- 1)	( V - 4) + Л«] dx ~
О
= ['4~(W',4-1) + 2vlvf;
L °
2r	2r
vF f — no2fl — — dx = yF — no2fx — 4-= 0;
r J g \ Г )	1 g \ 2r J
о	о
2r
0
2 r3a>2 r
3—^-
В результате получим
Я. = y4(Zi 4 r)S + 4-^(n7' Ы) + 2Л/-|~; =
= Т«[(г1+4) + 4.^Ц7„4-йв].	(54)
На рис. 12 эта работа изобразится в некотором масштабе в виде
площади, заключенной между кривой
-у- и прямой /.
52
Найдем теперь работу за нагнетательный ход поршня (см.
рис. 13).
Для силы полного давления на поршень в период нагнетания
можно написать выражение
р = vp ( Рн.__£о \
1	н. п '	\ у Y /
Работа этой силы на пути dx будет
dR = yF (21 — — \dx.
«	1	\ Y Y /
Подставив значение из формулы (36) и интегрируя
до 2г, получим
2г
от О
о
+ й„ 4-	-i) +	1 -i)l<ir. (55)
о	\	/	&	V	г J
Разбив интеграл на сумму интегралов, решим их:
2т
о
о
53
В результате для работы в период нагнетания получим
На рис. 14 работа за нагнетательный ход поршня изобразится
в масштабе площадью, ограниченной кривой и осью абсцисс.
Полная работа насоса простого действия за два хода поршня
(всасывающий и нагнетательный) равна
Ре
Y
2	r2rr>2 /	Р2 \
+ 4-^-(WZ« + lr"+ 7-) + (Л. + ft«) + Лм •	(57)
\	• е /
Здесь h4 представляет собой сопротивление цилиндра насоса, ко-
торым мы пренебрегли при выводе выражений для рв и рн (см.
п. 8 и 9).
Обозначим сумму высот полезных сопротивлений через Лп. £,
т. е.
hn.c — -^ —~ + Zi + z2,
а сумму высот вредных сопротивлений во всасывающем и нагнета-
тельном трубопроводах
3	2g I в	р]
соответственно через Лв. т и т, тогда формула (57) примет вид
Rt = yFS (hn, е + he.m-V he + hH -h hj. (58)
Полный напор Я, создаваемый насосом, равен
Н ^п,. с *£“ he. т ^н. пг
Напор, теряемый на сопротивления собственно в насосе (в кла-
панах и цилиндре), обозначим через Hw.
Сумма напоров
Н + Hw = Ht
называется индикаторным напором. У находящихся в работе на-
сосов определяется по индикаторной диаграмме, снятой с жид-
костного цилиндра, почему он и получил такое название.
54
Таким образом,
R< = yFS (И + Hw) = yFSHi.	(59)
Из этой формулы видно, что работа поршня за два хода пропорцио-
нальна подаче FS цилиндра насоса.
Объем жидкости, подаваемой за два хода поршня при неиз-
менных размерах цилиндра, пропорционален кратности действия
насоса. Следовательно, для насоса любой кратности действия ин-
дикаторная работа, совершаемая за один оборот вала, равна
Ri = kyFaSH; кГ-м,
f
где а = 1 — (для насосов, состоящих из цилиндров простого
действия, а = 1).
Зная работу за один оборот вала, определяем теоретическую
индикаторную мощность NlT насоса
Г = W =	кГ м/сек. (60)
Действительная индикаторная мощность
Ni = y'%(iTHi кГ м/сек,	(61)
где — коэффициент наполнения (см. п. 1).
13. Индикатор и индикаторная диаграмма
У работающего насоса давление в цилиндре при любом положе-
нии поршня можно легко определить по индикаторной диаграмме,
снятой индикатором. Индикаторная диаграмма насоса фиксирует
изменение давления в его рабочей камере за один оборот колен-
чатого вала.
Индикатор (рис. 21) состоит из небольшого цилиндра 2, внутри
которого помещается поршенек /, нагруженный тарированной
пружиной 6. Пространство под поршеньком сообщается при по-
мощи трехходового крана (не показан) с рабочей камерой насоса.
Пространство над поршеньком соединяется отверстием 4 с атмо-
сферой. Шток <3 поршенька связан с рычажным механизмом 5,
к которому прикреплен карандаш 8, вычерчивающий индикатор-
ную диаграмму на листе бумаги, обернутом вокруг барабана 7,
имеющего для бумаги зажимы 9. Барабан приводится во враще-
ние посредством шнурка 10, конец которого присоединен к штоку
или плунжеру насоса.
Если трехходовым краном соединить пространство под порш-
нем с атмосферой, то на вращающемся барабане прочертится гори-
зонтальная линия, соответствующая атмосферному Давлению.
Если же соединить цилиндр с рабочей камерой насоса, то
под влиянием давления, подведенного под поршенек, последний
55
переместится вверх, растягивая пружину, и при помощи рычажков
поднимет карандаш. Благодаря особому устройству рычажного
механизма карандаш может перемещаться только по вертикали.
Перемещение карандаша на каждый миллиметр соответствует
определенному изменению давления (в кГ/см2) под поршеньком.
Зная прогиб пружины под определенной нагрузкой (тарировку),
легко определить величину давления, соответствующего данному
подъему карандаша. Когда в камере насоса, соединенной с инди-
катором, происходит разрежение, поршенек под влиянием дей-
Рис. 21. Схема индикатора Рис. 22. Идеальная индикаторная
с наружной пружиной	диаграмма поршневого насоса
ствующего через отверстие 4 атмосферного давления опускается,
сжимая пружину. При этом карандаш вычерчивает часть диаграм-
мы, соответствующей ходу всасывания.
Идеальная индикаторная диаграмма поршневого насоса должна
представлять собой прямоугольник (рис. 22). Здесь ab — линия
всасывания, cd — линия нагнетания, АА — линия атмосферного
давления и 00 — линия нулевого давления. Давление в рабочей
камере в период всасывания равно рв, а в период нагнетания —
рн. При мгновенном закрытии всасывающего клапана давление
в цилиндре мгновенно же возрастает по линии be. Мгновенное
закрытие нагнетательного клапана вызывает мгновенное падение
давления по da. Длина диаграммы / отвечает ходу поршня. f
Высота прямоугольника abed изображает среднее индикатор-
ное давление в рабочей камере, т. е.
Pi Рн Рв'
Зная pit можно определить индикаторный напор насоса
Н, = 10000 — м,
где р.: выражено в кГ/см2 и у — в кг/м'3.
Действительные индикаторные диаграммы отличаются от только
что описанной. На рис. 23 представлена нормальная индикатор-
ная диаграмма abed для насоса, имеющего всасывающий и нагне-
56
тательный воздушные колпаки. Как видим, нормальная диаграмма
отличается от идеальной наличием волнообразных участков и на-
клоном линий Ьс и da. Наклон этих линий вызван постепенным,
а не мгновенным закрытием клапанов и, следовательно, посте-
пенным подъемом или соответственно падением давления в ци-
линдре.
Как мы видели, сопротивление клапанов отрыву их от седла
представляет значительную величину; поэтому точка с, соответст-
Рис. 23. Действительная индикаторная диаграмма порш-
невого насоса
выше остальной части линии нагнетания. На том же основании
точка а, указывающая давление в момент сдвига всасывающего
клапана, опускается ниже линии всасывания. Зигзаги, указываю-
щие на наличие затухающих колебаний, проистекают от колеба-
тельного движения клапанов.
Пунктирными линиями вычерчен прямоугольник, равновели-
кий индикаторной диаграмме. Высота этого прямоугольника есть
средний индикаторный напор HL насоса.
В целях наглядности справа схематически вычерчены насос
с двумя воздушными колпаками, верхний и нижний резервуары
и пьезометры, указывающие давление в обоих колпаках.
Снеся уровень жидкости в пьезометрах, т. е. проведя горизон-
тали 1—2 и Г—2', получим манометрический напор И как верти-
кальное расстояние между этими линиями.
Напор, теряемый на преодоление гидравлических сопротивле-
ний в насосе,
Hw =	- Н.
57
Сравнивая действительные индикаторные диаграммы, снятые
индикатором, с принимаемой за критерий нормальной диаграммой,
можно судить о качестве работы насоса. Этот вопрос рассматри-
вается в гл. VI.
14. Потери и коэффициенты полезного действия
Все потери энергии в насосе делятся на объемные, гидравли-
ческие и механические и характеризуются соответствующими
к. п. д.
Объемные потери. Эти потери, как уже отмечалось выше, ха-
рактеризуются коэффициентом подачи
Q
^0 = q; = W
где ц' — коэффициент утечек;
Ло — коэффициент наполнения.
Абсолютная величина объемных потерь
Qo6 = QT~Q.
С другой стороны, можно написать
Qo6 = Q06 + Q06,
где Q06 — уменьшение подачи, вызванное утечками жидкости
через неплотности и зазоры;
Q06 — уменьшение подачи, обусловленное присутствием воз-
духа во всасываемой жидкости.
Потеря Q06 учитывается коэффициентом утечек Цо. Эта потеря
связана с поглощением энергии, так как вместе с утекающей жид-
костью теряется мощность, переданная ей поршнем. Потеря
не связана с затратами энергии и учитывается коэффициентом
наполнения т]^.
Из вышеизложенного следует, что
ч' - Q -
И
с
„ Q -I- Qo6 QT — Q06
’Ь ’ от-— Qr ’
Мы уже отмечали, что на величину коэффициента наполнения
большое влияние оказывает вредное пространство. Это обстоя-
тельство учитывается приводимой ниже формулой для ц".
Если допустить, что процессы расширения и сжатия пузырьков
воздуха в жидкости происходят по изотермическому циклу, то
58
выражение для т]" без учета сжимаемости жидкости, можно пред-
ставить в следующем виде [1]:
= 1 - Г(1 +a)(^_5£i)l,	(62)
L	\ Рв Рн /Л
№. a — относительный объем вредного пространства;
и о — относительный объем воздуха на единицу объема жид-
кости при начальном давлении р0 в приемном резервуаре;
ve — относительный объем воздуха на единицу объема жид-
кости при давлении рв в рабочей камере при всасывающем
ходе поршня;
рн — давление в рабочей камере при нагнетательном ходе
поршня.
При расчете насосов высокого давления следует учитывать
сжимаемость жидкости. Величина т)" может определяться по вы-
ражению [21 ]
=1 - ° .-MV1)- ’	<63>
где Р — среднее значение коэффициента сжатия жидкости
при повышении давления на 1 кГ/см*\
рн и рв — абсолютные давления в кПсм*.
Коэффициент т)д обычно берется по практическим данным.
В хорошо выполненных крупных и средних насосах общего назна-
чения т]' близок к коэффициенту подачи т]0 и имеет значения 0,95—
0,98. С увеличением напора т)' падает.
Величина т]' для насосов высокого давления в зависимости
от свойств перекачиваемой жидкости колеблется в пределах от 0,7
до 0,9 [211.
Гидравлические потери. К гидравлическим потерям относятся
потери на преодоление гидравлических сопротивлений, связанных
с наличием сил трения и местных сопротивлений при движении
жидкости от приемного к напорному патрубку насоса, на преодо-
ление сил инерции клапана и на поддержание клапанов во взве-
шенном состоянии при прохождении жидкости через клапанные
решетки и т. д. Эти потери учитываются гидравлическим к. п. д.
насоса
И _ И
Hi ~ И+
(64)
Отношение полезной мощности Nn к индикаторной мощности До-
казывается индикаторным к. п. д. насоса
Nn _ QH
1lt
(65)
59
Механические потери. К этим потерям относятся потери на
трение между деталями механизма насоса. Механические потери
характеризуются механическим к. п. д.
4. = $.	(66)
где W — мощность, переданная двигателем на вал насоса.
Отношение полезной мощности к мощности, переданной на вал
насоса, называется полным к. п. д. насоса
= ’’Л» = w. •	(67)
Коэффициент полезного действия приводных насосов обычно
лежит в пределах от 0,65 до 0,85.
Насос с двигателем чаще всего соединяется при помощи ка-
кой-либо передачи (клиноременной, зубчатого редуктора). К- п. д.
передачи должен быть учтен при выборе мощности двигателя.
Для обеспечения длительной непрерывной работы мощность
двигателя Ndeu<>, приводящего насос в движение, следует выби-
рать с запасом, причем для малых насосов (при Af до 5 л. с.) запас
мощности принимают обычно от 20 до 50% и выше, для более
крупных насосов его следует принимать от 10 до 15%. С учетом
сказанного выражение для мощности двигателя напишется так:
Рис. 24. К опре-
делению высоты
всасывания
Выполняя
ir	N .
Nam = --------1- запас.
Чпер
Так как всякий двигатель имеет свой'к. п. д.,
то к. п. д. агрегата, состоящего из насоса, пере-
дачи и двигателя, будет равен
Лаер = ЛЛлерЛдвые’	(^)
15. Высота всасывания
Насосы многих насосных установок работают
с геометрической высотой всасывания (рис. 24).
Выведем выражения, устанавливающие предел
возможной геометрической высоты всасывания.
Для наименьшего давления под поршнем насоса
без воздушного колпака имеем уравнение (32)
Р. min = Ро — Y (г, + л. о + -у га>г).
\	б I
условие (33), можем написать
Ро — У ( Ч + А. о + -у- ги>г ) > pt.
X	&	/
Преобразовав неравенство (69), найдем
(69)
60
то
Так как
лп
g = 9,81,
to2/- п?г
~g~^ 900"’
и неравенство (70) можно переписать так:
(71)
“	30
а
Неравенства (70) и (71) устанавливают предел возможной гео-
метрической высоты всасывания для насосов простого и двойного
действия, а также для дифференциальных насосов без воздушного
колпака на всасывающем трубопроводе.
Найдем теперь предельное по условиям всасывания число обо-
ротов п вала насоса.
Преобразуя неравенство (69), получим
со2
g
Ро
Y
Pt
Y
Подставляя в это выражение значение to = и решая его
относительно п, найдем
(72)
Для нормальной работы насосов со всасывающим воздушным
колпаком [см. уравнение (39)] должно выполняться условие
/	v2
Ро~~У	+	+	(73)
2vl
— сумма гидравлических потерь во всасывающей
трубе от приемного резервуара до воздушного кол-
пака;
LK. в — приведенная длина всасывающей трубы от среза
патрубка в колпаке и до насоса.
Из уравнения (73) находим
( 2 \
<74>
I	Q	Q	/
61
или
I	2	\
(v + A«« + S^ + ^..w)-	(75>
Предельное по условиям всасывания число оборотов насоса
со всасывающим воздушным колпаком определяется выражением
(76)
Если расчет выполняется с учетом влияния конечной длины
шатуна, то в формулах для и п следует умножить на (1 Хо)
член, содержащий приведенную длину всасывающей трубы.
Сравнивая выражения (70) и (71) с выражениями (74) и (75),
нетрудно заметить, что при наличии Всасывающего воздушного
колпака геометрическая вы-
сота всасывания zx будет
больше, так как LKe значи-
тельно меньше Le.
Аналогично установке
воздушного колпака на вы-
соту всасывания влияет при-
менение насосов тройного,
четверного и большей крат-
ности действия вместо насо-
сов простого и двойного дей-
ствия. Для таких насосов
Рис. 25. Характеристика Q—Нвс поршне- возможная высота всасыва-
вого насоса ЭНП-4	ния увеличивается вследствие
того, что движение жидкости
в их всасывающих трубах происходит равномернее, чем у на-
сосов простого и двойного действия.
Современные поршневые насосы при перекачивании воды с тем-
пературой до 30° С обеспечивают вакуумметрическую высоту вса-
сывания до 7 м вод. ст. В качестве примера на рис. 25 представлены
характеристики Q—Нвс (подача — вакуумметрическая высота
всасывания), построенные по результатам испытаний насоса
ЭНП-4 на холодной воде. Основные параметры и описание насоса
ЭНП-4 приведены в гл. V. Характеристики снимались при посто-
янном давлении нагнетания равном 3 кПсм\ и числе оборотов
коленчатого вала и, равном 40, 70, 105 и 120 об/мин. Эти характе-
ристики показывают, что до наступления кавитации подача насоса
при данном п остается постоянной, причем с повышением числа
оборотов срыв подачи наступает раньше. Работа насоса в срывной
части характеристики (особенно при повышенных оборотах) со-
провождается сильным стуком клапанов.
Насосы, перекачивающие вязкие жидкости, обеспечивают мень-
шую высоту всасывания, чем насосы, перекачивающие холодную
воду. Исследования работы поршневых насосов на масле пока-
зали, что основной причиной уменьшения подачи с увеличением
высоты всасывания является воздух, выделяющийся из масла
с понижением давления.1 Это объясняется тем, что растворимость
воздуха в маслах значительно больше, чем в воде. Выделение из
перекачиваемой жидкости паро-газовой фазы так же уменьшает
высоту всасывания, а в ряде случаев делает всасывание невозмож-
ным. В таких случаях насос устанавливается ниже уровня в при-
емном резервуаре и жидкость подходит к насосу самотеком. Часто
жидкость в насос поступает под действием избыточного давления,
имеющегося в закрытом приемном резервуаре.
В настоящее время нет достаточных экспериментальных данных
для определения расчетным путем допустимой высоты всасывания
поршневых насосов при работе их на вязких жидкостях. Однако
известны пути повышения всасывающей способности поршневых
насосов.
Во-первых,'необходимо стремиться к уменьшению гидравличе-
ских потерь во всасывающем тракте и, в частности, во всасываю-
щих клапанах.
Во-вторых, не следует завышать среднюю скорость поршня,
так как высота всасывания при данной вязкости жидкости и про-
чих равных условиях зависит в основном от средней скорости
поршня.
Кроме того, необходимо стремиться к минимальному объему
вредного пространства, чтобы упругость жидкости в результате
выделения из нее при понижении давления воздуха и газов не
уменьшала дополнительно полезного объема, описываемого пор-
шнем.
где
16. Определение главных размеров цилиндра насоса
и диаметра его патрубков
Подача поршневого насоса
Q = Л°
F — площадь поршня в мг;
S — ход поршня в м;
п — число оборотов коленчатого вала насоса
в об!мин\
т)0 — коэффициент подачи;
k — число рабочих камер;
1 См., например, Л. Г. Подвида. Теоретическое и экспериментальное
исследование работы поршневого насоса на жидкости с газовой составляющей. —
«Гидромашиностроение», 1949, № 5.
63
f
a — 1 — 2У ~ коэффициент, учитывающий уменьшение ра-
бочей площади поршня цилиндра;
— площадь поршневого штока в м2.
Заменив в приведенной формуле площадь F поршня равной ей
„ JlD2
величиной -4—,
получим
Л knD2aSn о,
Q = По —4~;60	м3/сек
(77)
или
Q = Чо кЛ^П мЧсек,	'	(78)
где ф = -ту.
Из выражения (78) находим диаметр жидкостного цилиндра
(поршня)
240Q
лт)0/гафл
м.
(79)
Средняя скорость поршня
Ucp ~ зо
Так как Sn — 30иср, то выражение (77) можно представить
в следующем виде:
knD2a30ucp
^ = ’1° Геб
(80)
Отсюда
8Q
nr}okaucp
М.
(81)
При расчете насосов величины фи добычно бывают известными.
Для определения размеров цилиндра задаются либо п, ф, л о и а,
либо иср, г]0 и а.
Число оборотов и отношение хода поршня к диаметру цилиндра
для приводных насосов, перекачивающих воду, можно прини-
мать согласно данным табл. 6.
Таблица 6
Примерные значения лиф для приводных поршневых насосов
Насосы	п в об/мин	*=4
Тихоходные	40—80	2,5—2,0
Средней быстроходности	80—150	2,0—1,2
Быстроходные	150—350	1,2-0,5
64
Из табл. 6 видно, что высоким значениям п соответствуют
малые значения яр, а следовательно, и малые значения S. У осо-
бо быстроходных насосов (п > 350 об/мин) величина ф обычно
лежит в пределах 0,5—0,2.
Высокие значения п при высоких значениях S приводят к опас-
ному увеличению напряжений в деталях кривошипно-шатунного
механизма насоса от действия сил инерции. Кроме того, условия
нормального всасывания насосов требуют, чтобы величина п
уменьшалась с увеличением радиуса кривошипа, а следовательно,
и хода поршня [см. формулы (72) и (76) ].
При расчете насосов, предназначаемых для перекачивания
нефтепродуктов, следует ориентироваться на умеренные значе-
ния чисел оборотов. При этом необходимо учитывать условия
работы насоса в системе, для которой он проектируется.
Величина коэффициента подачи может колебаться в широких
пределах в зависимости от качества изготовления насоса, вязкости
перекачиваемой жидкости, высоты всасывания, числа оборотов
и др. Для хорошо изготовленных насосов, перекачивающих хо-
лодную воду,- характерны следующие значения коэффициента
подачи т) 0:
Насосы
Малые (D с 50 мм).........
Средние (D = 50—150 мм)
Большие (D > 150 мм) . .
Ло
0,85—0,9
0,9—0,95
0,95—0,97
Поскольку в реальных условиях эксплуатации коэффициент
подачи постепенно снижается вследствие неизбежных износов на-
соса, то при выполнении расчетов не следует ориентироваться
на максимальные значения т]0.
Для насосов, предназначаемых для перекачивания вязких жид-
костей,, коэффициент подачи можно принимать примерно таким же,
как и у водяных насосов, если высота всасывания не превосходит
~4 м вод. ст. Дальнейшее увеличение высоты всасывания обычно
приводит к интенсивному уменьшению т]0 за счет резкого падения
т]". Рекомендуется для вязких жидкостей уменьшать приведенные
выше значения т]0 на 5—10% [8, 151.
При проектировании насосов высокого давления т]0 определяется
-расчетом (см. п. 14).
При выборе средней скорости иср поршня, как и при выборе
числа оборотов п вала насоса, следует учитывать свойства пере-
качиваемой жидкости и требующуюся высоту всасывания. Сле-
дует иметь также в виду, что чрезмерное увеличение п и иср при-
водит к ухудшению работы клапанов.
У средних приводных насосов, перекачивающих воду, иср
составляет 0,5—0,9 м/сек. У очень крупных насосов иср дости-
гает 1,5—2 м/сек. Малые насосы работают при скоростях порядка
0,3—0,5 м/сек.
5 И. Л. Чиняев	55
В целях обеспечения нормального всасывания для насосов,
перекачивающих вязкие жидкости, принимают меньшие скорости
поршня, чем для насосов, работающих на воде.
Величина коэффициента а стеснения цилиндра штоком поршня
для больших насосов лежит в пределах 0,98—0,99 и мало сказы-
вается на размерах цилиндра. При расчете малых и средних на-
сосов с большим напором коэффициентом а пренебрегать нельзя,
так как его значение может быть существенно отличным от еди-
ницы (0,9—0,95). Для насосов простого действия, а так же для на-
сосных агрегатов, состоящих из нескольких насосов простого дей-
ствия, коэффициент а = 1.
Определив диаметр цилиндра, можно найти ход поршня
S = ф£).
Для определения диаметров всасывающего патрубка dr и на-
гнетательного патрубка d2 напишем уравнение расхода
откуда
(82)
И
м,
(83)
где vL — средняя скорость жидкости во всасывающем патрубке
насоса в м/сек\
и2 — средняя скорость жидкости в нагнетательном патрубке
насоса в м/сек.
Обычно принимают = 14-2 м/сек и ц2 — 1.54-2,5 м/сек.
17.	Основы теории клапанов
Клапаны служат для попеременного соединения и разобщения
рабочей камеры насоса со всасывающим и нагнетательным трубо-
проводами.
В современных поршневых насосах наибольшее распростране-
ние имеют подъемные клапаны с пружинной нагрузкой, называе-
мые самодействующими. Открываются клапаны под давлением
протекающей через них жидкости, закрываются под давлением
пружины и веса тарелки и пружины.
Конструктивное выполнение клапанов довольно разнообразно.
Чаще всего насосы снабжаются тарельчатыми (рис. 26, а) или
однокольцевыми (рис. 26, б) клапанами. Последние, как обладаю-
щие повышенной пропускной способностью, используются в
сравнительно крупных насосах.
66
Как тарельчатый, так и однокольцевой клапаны имеют сле-
дующие основные части: седло /; направляющий стержень 4,
закрепленный нижним концом в средней части седла; пружину <?,
упирающуюся верхней частью в ограничитель хода 5, а нижней
частью — в клапанную тарелку 2.
Рис. 26. Клапаны: а — тарельчатый; б — однокольцевой
Рис. 27. Схема тарельчатого
клапана
У однокольцевого клапана жидкость выходит как через внеш-
нюю, так и через внутреннюю стороны тарелки, а у тарельчатого
клапана — только через внешнюю.
Исследуем работу тарельчатого клапана (рис. 27). Клапан
изображен в приподнятом положении.
При подъеме клапана количество жидкости, проходящее через
клапанную щель, меньше количества, проходящего через отвер-
стие в седле, так как за поднимающимся
клапаном освобождается объем. При
опускании клапана получается обратное
явление. Высказанное положение изве-
стно под названием закона Вестфаля.
Ца основании этого закона можно
написать
^ИъСщ — f(Cc fn/'Kt (84)
где h — высота подъема клапана;
/ — длина окружности тарелки кла-
пана;
— теоретическая скорость жидко-
сти в щели клапана (в кольце-
вом проходе диаметром dm и
высотой Л);
р — коэффициент истечения жидкости через щель клапана;
fc — площадь сечения отверстия в седле клапана;
сс — скорость жидкости в этом отверстии;
fm — площадь тарелки клапана;
ск — скорость перемещения клапана, принимаемая положитель-
ной при подъеме клапана и отрицательной при его опус-
кании.
5*
67
Предположим для простоты рассуждений, что насос имеет
по одному клапану в клапанных решетках, тогда
fcc = Ги,
и выражение (84) примет вид
р/ЙС^ Fu fmpKt
(85)
где F — площадь поршня и и — скорость поршня.
Для тарельчатых клапанов
fm = ~~4~ И t = Jtdm.
Здесь dm — диаметр тарелки клапана.
Из уравнения (85) определяется высота подъема клапана
ft = — =	= —!—(Fu —	(86)
Это выражение показывает, что высота подъема клапана
является функцией и, ск, сщ и р.
Если пренебречь относительно небольшими изменениями ве-
личин р и сщ, т. е. принять множитель перед скобками постоян-
ным, то из выражения (86) можно легко получить формулу для
определения скорости клапана, взяв производную по времени
__ dh _	1	/ р du. г dcK \
Ск~~0Т ~ y7c^\P~dt ~~'m~dF)'
Если отбросить член который в сравнении с членом
чЛ I
г, du
F составляет малую величину, выражение для ск примет вид:
__	1 г. du
С* ~	? ~dt *
Так как
du 9
= ГС1)2 COS ф,
ТО
Fra2 cos ф	/О7Ч
СК ~ Ц/Сщ ’	(87)
Используя выражения (17) и (87), уравнению (86) можно при-
дать вид
,	1	/ г,	с Fra2 cos ф \
h = — ( Fra) sin ф —	;—- )
р/сч \	т /m	J
ИЛИ
h ___ Fra sin ф f mfr co2 cos ф	zgg.
ц!сщ	(р^ы<)2
68
Уравнение (88) дает возможность определить высоту подъема
клапана при любом положении поршня в зависимости от угла
поворота кривошипа.
На рис. 28 уравнение (88) представлено графически.
Первому члену уравнения соответствует синусоида /, а вто-
рому члену — косинусоида 2. Путем суммирования ординат этих
кривых построена кривая 3, выражающая закон изменения вы-
соты подъема клапана в зависимости от угла поворота кривошипа.
Кривая 3 показывает, что открытие и закрытие клапана
происходит с запаздыванием по отношению к моменту перехода
поршня через мертвые точки.
При ф = О
fmFr^ _ h
(Н^)2 “	°’
(89)
т. е. клапан сидит на седле.
При ф = 90° клапан достигает максимального подъема
h =	= Апиг	(90)
Когда кривошип повернется на угол ф = 180°, клапан будет
приоткрыт на величину
h _ h
(91)
Закрытие клапана произойдет при угле поворота кривошипа
Ф = 180° Ч- 0 2, где величина 02 может быть названа углом запаз-
дывания закрытия.
69
На основании уравнения (88) можно написать
sin (180° + 02) — fmFr<o« cos (1800 + ea)j _
отсюда
tge2 = -^.	(92)
Такое же выражение получается и для угла 0lt который можно
назвать углом запаздывания открытия клапана. Таким образом,
теоретически 0Х = 02. В действительности эти углы могут не-
сколько различаться между собой. Чаще всего углы запазды-
вания имеют значения, меньшие 5°, но могут быть и больше.
Комплексное рассмотрение работы всасывающих и нагнета-
тельных клапанов позволяет установить следующее. После того
как поршень закончит в рассматриваемой камере свой, нагнета-
тельный ход, открытие всасывающего клапана при обратном дви-
жении поршня не начнется до тех пор, пока не закроется полностью
нагнетательный клапан. Запаздывающий вовремя открыться вса-
сывающий клапан, подчиняясь установленной закономерности
движения (рис. 28), в конце всасывающего хода также не закроется
полностью. Это, в свою очередь, приведет к запаздыванию открытия
нагнетательного клапана. Несвоевременное закрытие и открытие
клапанов вызывает уменьшение коэффициента подачи.
Понятно, что в интересах обеспечения более эффективной ра-
боты насоса углы 0Х и 02 должны быть как можно меньше, а еще
важнее, чтобы минимальное значение имела высота Ло. Дело в том,
что при начале обратного хода поршня клапан падает с высоты
Л0 на седло. Это падение клапана может сопровождаться стуком,
усиливающимся с увеличением высоты Ло. Формулы (89) и (91)
показывают, от каких величин зависит высота Ло.
Выясним теперь, как изменяются в процессе движения кла-
пана величины |i и
На скорость сщ оказывают влияние вес GK клапана с пружиной
в перекачиваемой жидкости и давление Рпр клапанной пружины.
Вследствие того, что клапан движется неравномерно, влияние
на сщ оказывает также и сила инерции JK клапана, но так как она
сравнительно невелика, ее обычно в расчет не принимают.
Уравнение равновесия сил, действующих на находящийся
в потоке клапан, можно представить в следующем виде:
T=v=ft«-	(93)
где Др — разность давлений под клапаном и над ним в кГ/м2\
у — удельный вес воды в кг/м3;
hK — суммарная нагрузка клапана в м вод. ст.
70
Величина hK определяет искомую скорость в щели клапана
V 2gh.
(94)
Из этой формулы видно, что скорость в щели клапана воз-
растает с увеличением силы нажатия на клапан.
Коэффициент р зависит от высоты подъема клапана, конструк-
тивных размеров, формы клапана и свойств перекачиваемой жид-
кости. Зависимость р от высоты подъема для тарельчатого клапана
с плоским седлом при перекачивании холодной воды приведена
в табл. 7. Как показали иследования, значения р для вязких жид-
костей получаются меньше, чем для воды.
Таблица 7
' Зависимость коэффициента истечения р от высоты подъема тарельчатого клапана
без направляющих ребер (для воды)
h в мм	0,5	1.0	1.5	2,0	3,0	4,0	5,0	6,0	7,0	8,0
И	0,911	0,870	0,788	0,732	0,650	0,599	0,560	0,532	0,515	0,500
h в мм	9,0	10	11	12	13	14	15	16	17	18 в
И	0,485	0,472	0,459	0,445	0,431	0,^20	0,407	0,395	0,381	0,d70
Подставив в уравнение (90) значение по формуле (94), по-
лучим для Атах следующее выражение
Выведем выражение для скорости ск0 клапана в момент по-
садки на седло.
Уравнение Вестфаля для момента, когда клапан садится на
седло и расход через него равен нулю, напишется так
f« — Да о = 0
или
Frw sin 0 2 — о = 0.
Поскольку угол 02 мал, можно sin 02 заменить tg 02 и на ос‘
новании уравнения (92) написать
71
откуда
Ггй)2 ,
Ск0 ~ р1сщ = Лтах°-
(96)
Полученный выше график движения клапана (рис. 28) отли-
чается от действительного из-за допущений, принятых в связи
с невозможностью учесть в аналитическом выводе влияния всех
величин, обусловливающих характер его подъема. Фактически
наибольшая высота подъема клапана будет соответствовать мо-
менту, когда поршень насоса пройдет середину хода. Это наглядно
показано линией 4 на диаграмме подъема клапана. Из этой же
кривой следует, что из-за большого сопротивления клапана от-
рыву от седла подъем его в момент открытия происходит рывком.
Вследствие инерции своей массы, получив при отрыве от седла
большую скорость, чем скорость, соответствующая данному поло-
жению поршня, клапан поднимается на высоту большую, чем это
обусловливается скоростью поршня. Последнее сказывается на
уменьшении скорости его подъема при дальнейшем повороте
мотыля, о чем свидетельствует появление на диаграмме более
пологого участка, после которого подъем клапана происходит
плавно.
Обстоятельные исследования работы клапанов поршневых на-
сосов выполнены Бергом.
Остановимся теперь на вопросе определения сопротивления
клапанов.
При небольших величинах притирочных поверхностей клапана
сопротивление его отрыву от седла может определяться по выра-
жению
Y
GK du F
~e'~dt'Tc
(97)
где POnp — натяжение пружины при закрытом клапане.
Если притирочная поверхность значительная, то для определе-
ния hK о следует пользоваться выражением
— Y
„ fm — i С I + Ропр , GK du F
Рк fc Ф fc g' dt’ fj’
(98)
где pK — давление жидкости над клапаном.
Из выражений (97) и (98) видно, какое большое значение имеет
масса клапана и насколько важно придание ему возможно малого
веса.
Сопротивление открытого клапана определяется по формуле
для местных гидравлических сопротивлений
с2
(99)
72
где сс ,пах — максимальная скорость жидкости в отверстии седла
F
клапана, равная шг-у-;
1с
£— коэффициент гидравлического сопротивления кла-
пана, зависящий от его конструкции.
Коэффициент £ обычно вычисляется по формулам Баха. Для
тарельчатого клапана имеем формулу
/ f х 2
£-а(100)
где dc — диаметр отверстия седла клапана;
h — высота подъема клапана;
Р — величина, колеблющаяся от 0,15 до 0,16;
а = 0,55 Н—1-------—, где b — ширина поверхности сопри-
«с
косновения тарелки клапана и седла.
Приведенное выражение для £ пригодно для значений Л, ле-
жащих в пределах от 0,1 dc до 0,25dc.
18.	Основы расчета клапанов
Прежде всего выполняется гидравлический расчет, из которого
определяются основные размеры клапана: диаметр проходного
сечения седла, диаметр тарелки, максимальная высота подъема
клапана и сила натяжения пружины. После этого клапан конструи-
руется, а отдельные его части рассчитываются на прочность.
Основное требование, предъявляемое к клапану, — спокойная
работа и отсутствие стука при посадке.
Появление стука клапана находится в тесной зависимости от
скорости ск о, с которой клапан садится на седло. Максимальная
скорость, при которой клапан начинает стучать, составляет для
воды
Ск Отах = 604-65 ММ/свК.
Это обстоятельство накладывает известное ограничение на вы-
бор максимальной высоты /imax подъема клапана. Проф. И. И. Ку-
колевский опытным путем установил, что посадка клапана про-
исходит без заметного стука, если
< 60 -s- 65 мм/сек
OU
• I - 10
или	11 /4,0. v у
ftmaxn < 6004-650,	,	(101)
где ftmax— в мм\ п — в об/мин.	z
Пользуясь этим выражением, выбирают ftmax. ' *
Дальнейший расчет ведется с использованием формулы (90)
.	__ Fras
73
откуда
Frco
H^maxQq
(102)
После выбора /imax неизвестными величинами в формуле (102)
остаются Н и сщ. Значение И находится по табл. 7. Величина теоре-
тической скорости сщ в щели клапана в зависимости от требующейся
высоты всасывания выбирается обычно в пределах 3—6 м!сек.
Для вязких, горячих и легко испаряющихся жидкостей сщ может
быть меньше. Приведенные значения относятся к насосам,
у которых рабочие камеры заполняются под атмосферным давле-
нием. Для насосов, работающих с заполнением рабочей камеры
под давлением больше атмосферного, сщ может достигать 12—
16 м1сек (у быстроходных насосов). Данными табл. 7 можно
Рис. 29. Схема однокольцевого клапана
пользоваться и при расчете одно-
кольцевых клапанов.
Зная /, нетрудно определить
диаметр dm тарелки клапана
(рис. 27) из равенства l=ndm.
Для однокольцевого клапана
(рис. 29)
/ = л (dm Ц- dm),
где dm и dm — соответственно на-
ружный и вну-
тренний диаметры
тарелки.
Часто расчет выходной поверхности щели однокольцевого
клапана ведут по среднему диаметру dntCp тарелки, принимая
/ = 2ndmcp. При одинаковых значениях dmcp и dm выходная
поверхность щели у однокольцевого клапана получается в два
раза больше, чем у тарельчатого.
Если dm тарельчатого или dm кольцевого клапанов полу-
чаются чрезмерно большими, то следует установить несколько
клапанов меньшего диаметра. При этом суммарная площадь
выходных сечений всех установленных клапанов должна быть
равна расчетной площади выходного сечения одного большого
клапана. Для тарельчатых клапанов можно написать
Л dm. к^тах Я 4тЛтах»
где iK — число всасывающих или нагнетательных клапанов
в решетке;
dm. к — диаметр их тарелки.
Из этого выражения следует, что
dm. к
dm
iK ’
74
Такой же результат получим, если расчет вести по формуле
d ____ Fru
т' к
(103)
В некоторых руководствах [11] рекомендуется для определе-
ния / пользоваться выражением (95). Согласно этому выражению
Frta
(104)
Величина hK принимается при напоре до 50 м вод. ст. равной
0,4—0,6 м, при напоре от 50 до 500 м вод. ст. — 1—2 м и при
напоре больше 500 м вод. ст. — 2—6 м.
Для определения площади fc проходного сечения седла кла-
пана можно пользоваться выражением
г • р Sn
I (Рс ср^к * 3Q »
где ссср — средняя скорость жидкости в канале седла.
В зависимости от рода перекачиваемой жидкости и условий
работы насоса в системе ссср обычно принимается равной от 2
до 4 м/сек — для нагнетательных и от 1 до 3 м/сек — для всасы-
вающих клапанов.
Для тарельчатого клапана, изображенного на рис. 27,
1с-	4
И
= dm — 2b,
где b — ширина опорной поверхности тарелки клапана.
От величины b зависит сопротивление клапана открытию,
поэтому она должна быть возможно меньшей. Обычно b лежит
в пределах от 2 до 5 мм.
Опорную поверхность клапана следует проверить на удельное
давление. Допускаемое удельное давление зависит от материала
клапана и имеет следующие значения в кГ/см2\
Для чугуна......................... 130—140
Для бронзы......................... 140—200
Для фосфористой	бронзы............. 200—600
Для нержавеющей	стали............... 300—800
Для определения толщины тарелки клапана можно восполь-
зоваться расчетной формулой для круглой пластины, нагруженной
равномерной нагрузкой и опирающейся на жесткий контур
я j 1/ 0,31р/
от = ас I/ . , см,
т с г [о] и
где pL — наибольшее давление в цилиндре в кГ/см*\
[о ]и — допускаемое напряжение для материала клапана
в кГ/см2.
75
Максимальная нагрузка пружины
<2
Pnp^-^frnX-G»	(105)
^G
где сщ тах — максимальная скорость в щели клапана.
Нагрузка пружины РОпр при закрытом клапане обычно должна
составлять
пр max*
Вычисляется
постоянная С пружины
~	Рпр max Р<)пр ,
С ---------------- кПсм,
"max
здесь Лтах —в
Далее по общеизвестным формулам определяются размеры
пружины
IGPnpTnp
апр^~л^Г~
И
‘ 64СРпр •
где dnp — диаметр проволоки в см\
Рпр — нагрузка пружины в к,Г\
гпр — радиус пружины в см-,
[т] — допускаемое напряжение на кручение в кГ/см2 (для
стальной проволоки [т ] = 2000-4-4500 кГ/см2)\
ie — число витков пружины;
G — модуль упругости второго рода (для стальной прово-
локи G = 750 000-4-800 000 кГ/см?)\
С — постоянная пружины в кГ!см.
Радиус гпР пружины выбирается на основании конструктивных
соображений.
19. Характеристики поршневых насосов
Для суждения о работе поршневых насосов на режимах, отли-
чающихся от номинального, используются различного рода
характеристики, получаемые при испытании насосов.
Как известно, для центробежных насосов одной из основных
характеристик является графическая зависимость между напором
Н и подачей (производительностью) Q при постоянном числе
оборотов п.
У поршневого насоса теоретически подача не зависит от на-
пора, им создаваемого.
7G
В действительности незначительное уменьшение подачи с уве-
личением напора имеет место, что объясняется возрастанием
протечек жидкости в насосе.
На рис. 30, а сплошной линией показана теоретическая,
а пунктирной линией — действительная характеристика Q—Н
поршневого насоса при постоянном числе оборотов п.
На рис. 30, б изображены теоретическая и действительная
характеристики Q—Н насоса для трех значений числа оборотов
(двойных ходов) /гь п0 и /г2.
Рис. 30. Теоретическая и действительная
характеристики Q — Н поршневого насоса
Рис. 31. Характеристики
Q—Н, N—Н и т]—Н пор-
шневого насоса
Таким образом, поршневые насосы обладают жесткой харак-
теристикой, что очень ценно при использовании их для перекачи-
вания жидкостей с меняющейся в зависимости от температуры
вязкостью.
На рис. 31 представлены кривые изменения подачи Q, потреб-
ляемой мощности Мик. п. д. т] насоса от напора Н при постоянном
числе оборотов.
Характеристика т]—Н показывает, что к. п. д. насоса близок
к постоянному в широком диапазоне изменения напора Н. Он
заметно снижается лишь при чрезмерно высоких или низких зна-
чениях Н. В первом случае — вследствие роста утечек, во втором
случае — в результате того, что полезная мощность становится
слишком малой, а при этом, т. е. с приближением к режиму хо-
лостого хода, любой механизм работает менее экономично.
Мощность W с увеличением Н равномерно возрастает.
Характеристика Q—И имеет такой же вид, как и на рис. 30.
Из приведенных выше характеристик видно, что поршневой
насос, почти не снижая подачи, способен практически одинаково
экономично работать при изменении величины напора в широком
диапазоне.
Большое практическое значение имеют характеристики, выра-
жающие изменение подачи Q и коэффициента подачи т]0 от ваку-
умметрической высоты всасывания Нвс (рис. 32). Характеристики
Q—Нвс и т]0—Нвс получают при постоянном числе оборотов
и постоянном давлении нагнетания. Они позволяют судить не
77
только об изменении Q и т]0 с ростом вакуума в рабочей камере
насоса, но и дают возможность установить максимально возмож-
ную высоту всасывания при данном числе оборотов.
На рис. 33 изображены характеристики Q—п, N—п и rj0—и,
снимаемые при постоянном давлении нагнетания и постоянной
вакуумметрической высоте всасывания. Рассмотрение таких ха-
рактеристик показывает, что путем изменения числа оборотов
Рис. 32. Характеристики Q—HeC и
т]о—Нвс поршневого насоса
Рис. 33. Характеристики
Q—п, N—n и т]0—п порш-
невого насоса
можно при необходимости регулировать подачу поршневого на-
соса в достаточно широких пределах, причем почти без снижения
экономических показателей работы.
Следует отметить, что при чрезмерном увеличении числа обо-
ротов коэффициент подачи уменьшается в основном вследствие
ухудшения работы клапанов. Значительное снижение числа
оборотов против номинального (расчетного) также вызывает
уменьшение т]0.
20. Параллельная работа насосов
Параллельное соединение насосов производится с целью
увеличить подачу жидкости в трубопровод, а также повысить
надежность действия установки.
Рассмотрим сначала индивидуальную работу насосов на трубо-
провод.
Обратимся к рис. 34. Здесь нанесены характеристики насоса
Q—И для трех значений числа оборотов nlt п2 и п3 и характери-
стика трубопровода АВ. Через Нст обозначен статический напор
системы.
Режим работы насоса для каждого числа оборотов (двойных
ходов поршня) определяется точкой пересечения характеристики
насоса и трубопровода. Так например, при числе оборотов пг
рабочей точкой будет Сь которой соответствует напор /7Х и рас-
ход Qx. Если насос работает с числом оборотов и2, то рабочей
точкой будет С2 и т. д.
78
Все сказанное справедливо только в том случае, если на трубо-
провод работает один насос. При параллельной работе насосов
точка пересечения кривой сопротивления трубопровода с харак-
теристикой насоса перестает определять режим работы насоса.
Рассмотрим теперь работу установки, состоящей из двух
поршневых насосов, включенных в сеть параллельно.
На рис. 35 кривые 1 и 2 — характеристики насосов, а кривая
АВ — характеристика трубопровода.
Суммарная характеристика двух параллельно работающих
насосов изобразится на рисунке кривой 3.
Рис. 34. Индивидуальная работа пор-
шневого насоса на трубопровод
Рис. 35. Параллельная работа порш-
невых насосов
Точка С3 на характеристике трубопровода будет определять
режим работы насосов. Она указывает, что каждый насос при
параллельной работе должен создавать напор Н3, который, оче-
видно, будет больше, чем Нг или Н3.
Поршневые насосы могут также работать параллельно с дру-
гими насосами объемного типа, как например, с шестеренными,
коловратными и др. Однако характер совместной работы насосов
в этом случае принципиально не будет отличаться от только что
рассмотренного случая, поскольку все насосы объемного типа
имеют примерно такую же характеристику Q—И, как и поршне-
вые насосы.
Рассмотрим параллельную работу поршневого и центробеж-
ного насосов.
 На рис. 36 кривые 1 и 2 есть соответственно характеристики
поршневого и центробежного насосов. Кривая АВ — характери-
стика трубопровода.
При индивидуальной работе поршневого насоса на трубопро-
вод рабочей точкой будет С19 а центробежного насоса — точка С2.
Суммарная характеристика»?одновременно работающих насосов
получается сложением соответствующих абсцисс характеристик 1 и 2.
Рабочая точка С3 показывает, что полная подача Q3 обоих
насосов равна подаче Q? центробежного насоса при данном на-
поре Я3 плюс подача Qi поршневого насоса.
79
Рис. 36. Параллельная работа поршневого и
центробежного насосов
Из графиков на рис. 36 видно, что Qi < Qh так как с увели-
чением напора возросли утечки жидкости.
Следует заметить, что поскольку уменьшение подачи у поршне-
вых насосов с возрастанием напора незначительно (в пределах
изменения рабочего напора), то при выполнении практических
расчетов характеристику Q—Н для этих насосов часто изображают
прямой линией.
Если предположить, что характеристика трубопровода есть
кривая AD, то совместная работа обоих насосов была бы невоз-
можна, так как суммарная .характеристика 3 не пересекается кривой
AD. В этом случае цен-
тробежный насос вы-
ключится, т. е. его не-
возвратный клапан за-
кроется, а сам насос
будет вращаться вхо-
лостую.
Если выключить
поршневой насос, то,
как уже упоминалось
выше, рабочей точкой
центробежного насоса
при работе на трубопро-
вод с характеристикой
АВ будет С2, при этом
подача его Q2 будет
больше Q2.
Рассмотрение кривых на рис. 36 позволяет сделать следующие
выводы:
1)	подключение центробежного насоса к магистрали параллель-
но поршневому насосу увеличивает расход на величину Q2 < Q2;
2)	чем круче поднимается характеристика трубопровода, тем
меньшую прибавку к расходу дает подключение центробежного
насоса;
3)	чем положе опускается характеристика центробежного
насоса, тем большая прибавка к расходу получается от его под-
ключения.
При пуске поршневых и центробежных насосов в параллельную
работу рекомендуется присоединять центробежный насос к уже
работающему поршневому постепенным открытием напорной за-
движки, так как присоединение поршневого насоса к центробеж-
ному вызывает резкое изменение подачи последнего, что приводит
к гидравлическому удару.
ГЛАВА III
ОСОБЕННОСТИ ТЕОРИИ И РАСЧЕТА
ПАРОВЫХ ПРЯМОДЕЙСТВУЮЩИХ НАСОСОВ
21.	Общие сведения
Паровые прямодействующие насосы составляют большую со-
вершенно обособленную группу поршневых насосов.
Как уже отмечалось ранее, прямодействующие насосы не имеют
кривошипно-шатунного механизма. Поршень жидкостного ци-
линдра такого насоса непосредственно связан с поршнем паровой
машины общим штоком.
Прямодействующие насосы выполняются с одним или двумя
жидкостными цилиндрами. На одной оси с жидкостным цилиндром
расположен соответствующий ему паровой цилиндр (обычно один),
однако встречаются насосы, у которых одному жидкостному ци-
линдру соответствуют два паровых цилиндра, в этом случае на
общем штоке укреплены три поршня (два паровых и один жидкост-
ной).
Насосы, имеющие один жидкостной и один паровой цилиндр,
называются одиночными; насосы, имеющие два жидкостных и два
паровых цилиндра, — сдвоенными. Иногда одиночные насосы
называются насосами симплекс, а сдвоенные — насосами дуплекс
(иностранная терминология).
Одиночные прямодействующие насосы бывают простого и
двойного действия. Насосы простого действия имеют весьма огра-
ниченное применение. Их можно встретить на некоторых паро-
ходах, где они используются в качестве мокровоздушных для
удаления конденсата в смеси с воздухом из конденсаторов паровых
поршневых машин. Эти насосы имеют проходной поршень.
Современные сдвоенные прямодействующие насосы выпол-
няются исключительно четверного действия.
По расположению цилиндров прямодействующие насосы, как
и приводные, делятся на горизонтальные и вертикальные.
6 И. А. Чиняев
81
Прямодействующие насосы могут быть не только паровыми.
В качестве рабочего тела можно использовать сжатый воздух или
жидкость, находящуюся под давлением.
Однако такие прямодействующие насосы по сравнению с паро-
выми применяются редко.
Об основных особенностях паровых прямодействующих насо-
сов было сказано в п. 4. Эти насосы, несмотря на свою неэкономич-
ность, получили широкое применение во многих отраслях народ-
ного хозяйства и, в частности, в нефтеперерабатывающей промыш-
ленности', особенно в тех ее производствах, где требуется абсо-
лютная надежность работы, совмещенная с требованиями пожар-
ной безопасности.
Многие специалисты считают, что при перекачивании нефте-
продуктов, вязкость которых сильно меняется в зависимости от
температуры, прямодействующий насос незаменим, ибо в этих
случаях при повышении вязкости насос автоматически уменьшает
число ходов и, уменьшая подачу, развивает большее давление,
которое расходуется на продавливание загустевшего нефтепро-
дукта.
Следует отметить, что хотя паровые прямодействующие насосы
появились еще в 50-х годах прошлого столетия, теория их менее
разработана, чем теория приводных поршневых насосов.
Все дело в том, что у насосов прямого действия в отличие от
приводных поршневых насосов движение поршней не имеет кине-
матически определенного характера и зависит в каждый момент
времени непосредственно от действующих на них давлений пара
и жидкости. Это обстоятельство весьма затрудняет аналитическое
изучение движения поршня у прямодействующих насосов.
22.	Особенности устройства прямодействующих насосов
Как в прошлом, так и в настоящее время наибольшее распро-
странение из прямодействующих насосов имеют сдвоенные насосы.
На эти насосы имеется ГОСТ, определяющий их основные пара-
метры и размеры.
Сдвоенные прямодействующие насосы получаются соедине-
нием в один агрегат двух одиночных насосов двойного действия.
Особенность сдвоенных насосов заключается в парораспределе-
нии. Оно осуществляется золотниками, получающими движение
от поршневых штоков, причем золотник одного цилиндра движется
при помощи рычажной передачи поршневым штоком другого
цилиндра и наоборот.
На рис. 37 показана схема паровой части сдвоенного прямо-
действующего насоса.
В паровых цилиндрах 1 и 7 находятся поршни 3 и 6, соединен-
ные штоками 2 и 5 с поршнями жидкостных цилиндров (не по-
казаны).
82
В каждую полость парового цилиндра подведено по два канала,
причем крайние каналы 12 служат только для впуска пара, а
средние каналы 11 — только для выпуска. Золотники 13 и 9
помещаются в золотниковых коробках, в которые подводится
свежий пар по трубе 10. Отработавший пар через центральное
окно на золотниковом зеркале уходит в пространство 8, а оттуда
в трубу отработавшего пара.
Рис. 37. Схема паровой части сдвоенного прямодействующего
насоса
Золотники сидят на золотниковых штоках 14 и 4. Золотник 13
через рычаг 15 первого рода связан с поршневым штоком 5, а
золотник 9 рычагом 16 второго рода соединен с поршневым што-
ком 2.
Более наглядное представление о том, как каждый из поршней
управляет золотником другого цилиндра, дает рис. 38.
У сдвоенных прямодействующих насосов золотник насажи-
вается на золотниковый шток не наглухо, а с некоторой продоль-
ной слабиной (с зазором). На рис. 39 схематически изображены
Два способа соединения золотника с золотниковым штоком.
Благодаря зазору б поршни задерживаются на некоторый момент
времени в мертвых положениях, т. е. имеют паузу в своем
6*
83
Рис. 38. Схема механизма управления
золотниками сдвоенного прямодейст-
вующего насоса
движении. Это благоприятно сказывается на работе клапанов, так
как они могут спокойно и своевременно садиться на свои седла.
Когда паровой поршень того или иного цилиндра сдвоенного
насоса подходит к крайнему положению, он перекрывает паро-
выпускной канал, в следствие
чего оставшийся в полости ци-
линдра пар сжимается и обра-
зующаяся при этом паровая по-
душка способствует плавной
остановке поршня и предохра-
няет его от удара о крышку или
днище цилиндра.
С целью понижения чрезмер-
ного давления сжатия у некото-
рых насосов устанавливают так
называемые буферные венти-
ли — уравнители сжатия. Бу-
ферный вентиль перекрывает от-
верстие, сообщающее паровпуск-
ной канал с паровыпускным.
Открывая такой вентиль, можно
часть сжимаемого пара пере-
пускать по впускному каналу
в выпускной и из него в трубу
отработавшего пара. Иногда
у небольших насосов делают только одни отверстия без буферных
вентилей. Этим создается постоянный перепуск пара, как и при
открытых буферных вентилях.
Рис. 39. Схемы соединения золотника с золотни-
ковым штоком: а — при помощи камня: б — при
помощи двух установочных гаек:
1 — камень: 2 — установочные гайки
В очень крупных насосах, у которых инерция системы поршней
достигает большой величины, применяются иногда перепускные
вентили, назначение которых заключается в уменьшении длины
хода для предотвращения ударов поршней в крышки при увели-
чении числа ходов. Перепускные вентили располагаются по краям
паровых цилиндров. При открытом перепускном вентиле в мо-
мент приближения поршня к мертвому положению свежий пар
впускается в полость перед поршнем, заполненную отработавшим
84
Рис. 40. Схема взаимного положе-
ния паровых поршней и золотников
сдвоенного прямодействующего на-
соса
паром. Благодаря этому повышается компрессия паровой подушки
и поршень тормозится.
На рис. 40 а, б, в схематически представлены три последова-
тельных положения паровых поршней и золотников сдвоенного
насоса.
На рис. 40, а поршень I движется по направлению стрелки
(вверх). Приводимый им рычаг довел камень золотника 2 до упора
и начинает сдвигать этот золотник
из занимаемого среднего положе-
ния. Поршень // находится в верх-
ней мертвой точке.
На рис. 40, б поршень / после
того как перекрыл паровыпускной
канал и сжал оставшийся в верх-
ней полости цилиндра пар остано-
вился и стоит в мертвой точке.
Подходя к ней, он передвинул зо-
лотник 2 вниз. Пар поступает
в верхнюю полость правого ци-
линдра и перемещает поршень II
вниз.
На рис. 40, в поршень II пе-
редвинул золотник 1 в среднее
положение. При дальнейшем дви-
жении поршня // по стрелке зо-
лотник 1 впускает свежий пар
в верхнюю полость левого цилин-
дра и поршень / начинает дви-
гаться вниз.
У сдвоенных прямодействую-
щих насосов применяются плоские
(коробчатые) и цилиндрические зо-
лотники.
Плоские золотники постоянно
прижимаются к зеркалу золотни-
ковой коробки (вследствие разницы в давлении на золотник
свежего и отработавшего пара) и поэтому применяются обычно
при давлении свежего пара на входе в золотниковую коробку
не свыше 10—12 кГ./см\ так как из-за большого удельного давле-
ния смазка выдавливается, происходит большой износ золотника
и золотникового зеркала, вызывающий увеличение пропусков
пара через золотник.
Сдвоенные прямодействующие насосы проектируются для
работы без расширения пара. Попытки повысить экономичность
сдвоенных насосов введением расширения пара успеха не имели,
а лишь приводили к усложнению механизма парораспределения.
Это объясняется тем, что даже у крупных сдвоенных насосов
85
расширение пара может быть допущено лишь на очень небольшой
части хода во избежание резкого нарушения равномерного дви-
жения поршня и преждевременной его остановки.
Для возможности осуществления более полного расширения
пара сдвоенные насосы в прошлом строились с двумя и даже тремя
паровыми цилиндрами последовательно увеличивающихся диа-
метров, расположенными на одной оси с жидкостным цилиндром
(насосы тандем-компаунд). В настоящее время эти насосы не при-
меняются из-за их больших габаритов и веса.
Рис. 41. Паровая часть одиночногоГпрямодействую-
щего насоса с коробчатым золотником и клапанами
Относительно насосов с одним жидкостным и одним паровым
цилиндром можно сказать, что все эти насосы, как правило, выпол-
няются двойного действия и отличаются друг от друга лишь
устройством паровой части.
Конструктивное выполнение парораспределительных устройств
у рассматриваемых насосов весьма разнообразно.
Одна из простейших конструкций парораспределительного
механизма одиночного насоса представлена на рис. 41.
Коробчатый золотник 7 насоса помещается между двумя пор-
шеньками 2, соединенными общей фигурной отливкой 4, представ-
ляющей собой одно целое с золотником. В поршеньках просверлены
сквозные отверстия <?, 8 диаметром 3—5 мм, через которые про-
сачивается свежий пар, поступающий из трубы 6 в золотниковую
коробку. При среднем положении золотника, показанном на ри-
сунке, впуска пара в цилиндр и выпуска из него не происходит,
так как и впускной и выпускной каналы перекрыты золотником.
Чтобы привести насос в действие, нужно посредством рукоятки
и рычага 5 переместить золотник в одно из крайних положений,
86
например вправо. Тогда свежий пар поступит по каналу 10 в пра-
вую полость цилиндра. Поршень будет двигаться влево, вытесняя
отработавший пар по каналу 12 в отводную трубу 11.
Подходя к крайнему положению, поршень нажмет на стерже-
нек 9 клапана 13 и откроет этот клапан, в результате чего полость
цилиндра через трубку 1 будет сообщена с левой полостью золот-
никовой коробки. При этом давление за левым поршеньком 2
упадет, так как данная полость через трубку 1 будет соединена
с каналом 12 и отводной трубой 11.
Благодаря получившейся разно-
сти давлений возникнет усилие, ко-
торое заставит поршеньки, а вместе
с ними золотник, переместиться вле-
во. При этом начнется впуск пара
в левую полость цилиндра и выпуск
его из правой, поршень пойдет вправо
и т. д.
Слабым местом описанной кон-
струкции является наличие клапа-
нов, открываемых самим поршнем,
паронепроницаемость которых трудно
обеспечить.
Более совершенная конструкция
парораспределительного механизма
одиночного насоса представлена на
рис. 42. Здесь парораспределение осу-
ществляется двумя цилиндрическими
золотниками.
Главный золотник /, производя-
щий распределение пара по полостям
цилиндра, перебрасывается паром,
а вспомогательный золотник 12,
управляющий главным, приводится
в движение от поршневого штока
Рис. 42. Паровая часть одиноч-
ного прямодействующего насоса
с двумя цилиндрическими золот-
никами
-через систему рычагов и тяг.
Предположим, что поршень перемещается вверх и поднимает
за собой рычаг 8, который в соединении с тягой 9 имеет слабину.
Пока последняя не выберется, перемещения вспомогательного
золотника не произойдет. При подходе поршня к верхнему край-
нему положению рычаг 8 упрется в верхний ограничитель 4 и,
действуя через тягу 9, рычаг 10 и шток 11, переместит вспомога-
тельный золотник 12 вниз, при этом откроются окна 6, 7, И на
зеркале коробки вспомогательного золотника 8 (рис. 43).
Свежий пар, подводимый к вспомогательному золотнику по
каналам 4, 16 через открытое окно 7, сверленые каналы 5, 3, по-
ступит в верхнюю полость коробки главного золотника 1. В ре-
зультате давления пара на верхний торец главного золотника
87
Рис. 43. Золотниковая коробка (см. рис. 42)
88
последний переместится вниз, окна 19, 17 на зеркале коробки
откроются, и свежий пар через канал 6, верхнюю кольцевую
выточку и канал 19 начнет поступать в верхнюю полость цилиндра.
Выпуск пара из нижней полости осуществляется через канал 17
в центральную кольцевую выточку и из нее в трубу отработавшего
пара 18. Поршень начнет опускаться. При подходе его к нижнему
крайнему положению вспомогательный золотник переместится
вверх, перекроет при этом окна 6, 7, 11 и откроет окна 13, 12, 9.
Свежий пар через окно 12 и сверленые каналы 14, 15 поступит
в нижнюю полость коробки главного золотника. Из верхней
полости пар будет выходить через канал 2, сверление 20, идущее
параллельно каналу 5, и через окно 9 в кольцевую выточку вспо-
могательного золотника, связанную каналом 10 с трубой 18 от-
работавшего пара.
Вследствие разности давлений на торцы главного золотника
он переместится вверх и соединит нижней кольцевой выточкой
канал 17 с трубой свежего пара, а верхний канал 19 через централь-
ную кольцевую выточку сообщится с трубой отработавшего пара.
При подходе к верхнему крайнему положению главный золот-
ник перекроет своим телом паровыпускной канал 2 и сожмет
оставшийся пар, образующий паровую подушку, которая предо-
храняет главный золотник от удара о крышку золотниковой
коробки.
Поршень насоса при подходе к крайним положениям перекры-
вает своим телом основные паровые окна 2, 5 (рис. 42) и подвер-
гает оставшийся пар некоторому сжатию, благодаря чему дости-
гается более плавная работа насоса. Вспомогательные окна 3, 6,
через которые впускается пар в начальный момент, имеют малое
сечение, и поэтому поршень немного задерживается в крайних
положениях.
Благодаря задержке поршня в крайних положениях улуч-
шаются условия работы клапанов. Ход поршня зависит от взаим-
ного положения ограничивающих упоров 4, 7 на тяге 9\ при
сближении упоров ход уменьшается, а при удалении их один
от другого — увеличивается.
В правильном подборе расстояния между ограничительными
упорами заключается регулировка парораспределения.
Некоторые парораспределительные устройства (например,
у насоса типа «Вир») допускают работу парового цилиндра как
с полным наполнением, так и с отсечкой впуска пара. Описание
такого парораспределительного устройства дано в гл. V п. 39.
23.	Диаграмма перемещения поршней
Как уже отмечалось выше, у насосов прямого действия дви-
жение поршня не подчиняется закону, который характерен для
приводных поршневых насосов.
89
Для выяснения характера движения поршня у прямодей-
ствующих насосов обратимся к опытным данным.
На рис. 44 показана диаграмма, изображающая зависимость
пути, проходимого поршнями сдвоенного прямодействующего
насоса, в функции от времени.
Для нахождения скорости поршня по графику пути достаточно
в рассматриваемой точке графика провести касательную. Тангенс
угла наклона этой касательной к оси абсцисс, умноженный на
масштаб длин и деленный на масштаб времени, представит ско-
рость поршня в рассматриваемый момент времени.
Рис. 44. Диаграмма перемещения во времени поршней сдвоенного
прямодействующего насоса
Из рис. 44 видно, что угол наклона кривой путь — время
можно считать постоянным почти на всей длине хода поршня,
за исключением небольших участков в начале и конце его. Отсюда
следует, что скорость поршня прямодействующего насоса на боль-
шей части хода постоянна и изменяется лишь в начале и конце
хода.
Такой характер движения поршня у прямодействующих
насосов объясняется следующими причинами. В начале хода
поршня движущая сила (разность усилий на паровом поршне)
больше сил полезных и вредных сопротивлений, поэтому движе-
ние поршня в начальный момент будет ускоренным. По мере
нарастания скорости поршня растут гидравлические сопротивле-
ния, и вскоре все силы приходят в равновесие, после чего поршень
движется равномерно, пока не произойдет отсечка выпуска пара.
С момента начала сжатия пара в цилиндре скорость поршня
начинает быстро уменьшаться и становится равной нулю в мерт-
вой точке.
90
Таким образом, движение поршня у прямодействующего
насоса происходит по более сложному закону, чем у приводного
насоса.
У сдвоенных прямодействующих насосов замедлению в дви-
жении одного поршня соответствует ускорение другого и наобо-
рот, причем сумму скоростей обоих поршней можно считать по-
стоянной. Благодаря такому характеру движения поршней дви-
жение жидкости и пара в трубах, присоединенных к насосу,
близко к равномерному, и, следовательно, силы инерции прояв-
ляются лишь в самом насосе.
24.	Приближенные уравнения движения поршня
одиночного прямодействующего насоса двойного действия
Если у приводных насосов поршень движется по вполне опре-
деленному закону, обусловленному кривошипно-шатунным меха-
низмом, то у насосов прямого действия движение поршня не огра-
ничено какой-либо кинематической системой и зависит в каждый
момент времени непосредственно от сил, действующих на всю
поршневую группу.
При выводе искомых уравнений будем считать, что в начале
хода поршень движется равноускоренно, а в конце хода — равно-
замедленно. Это допущение впервые было введено в теорию прямо-
действующих насосов В. Л. Сурвилло [12]. Оно позволяет полу-
чить сравнительно простые аналитические зависимости и вместе
с тем не приводит к большим погрешностям, так как участки раз*
гона и остановки поршня составляют лишь небольшую часть от
всего пути поршня.
В начале хода поршень движется с ускорением согласно урав-
нению
ЯЛ = Жл„—f<Pk—р.) — т,	(106)
где Мн — масса движущихся частей насоса;
L — ускорение поршня;
Fn и F — площади парового и жидкостного поршней;
рвп — давление пара в цилиндре при впуске;
Рвып — Давление пара в цилиндре при выпуске;
рн — давление на жидкостной поршень со стороны нагне-
тания;
рв — давление на жидкостной поршень со стороны вса-
сывания;
Т — сила трения в поршнях, сальниках и механизме
парораспределения, получающем движение от
поршневого штока.
Периоду равномерного движения поршня соответствует урав-
нение
Л/to.,. - л»)-г = г (/>„-/>.)•	(i°7)
91
Сила трения Т при движении поршней изменяется незначительно,
а потому может быть принята постоянной на всем пути поршня.
Для вывода уравнений движения поршня в паровой подушке
в дальнейшем используется зависимость
=	(108)
где Ясж — работа сжатия отработавшего пара;
— сумма работ сил, сжимающих пар.
Вывод уравнений движения поршня начнем с определения
сил, действующих на паровой и жидкостной поршни.
Схема установки насоса показана на рис. 45.
Так как скорость поршня прямодействующего насоса меняется
в начале и в конце хода, то движение жидкости во всасывающей
и нагнетательной трубах будет неравномерным, при котором сле-
дует учитывать влияние сил инерции.
92
Используя уравнение неустановившегося движения (28) для
реальной жидкости, можно получить выражения для давления
на жидкостной поршень насоса со стороны всасывания и со сто-
роны нагнетания. Эти выражения для периода ускоренного дви-
жения поршня, если не учитывать потерю на трение жидкости
о стенки цилиндра, напишутся так:
v = V - Гг1 + *1 + (^ + » £ + А« + 7 (£« +	’ (109)
Г	Г L	6	J
V2	2
у = у +	$ — Х1 4	— 1)"2]7 4 ^«4
+(п°)
о
где р0 — давление над жидкостью в приемном резервуаре;
ре — давление в резервуаре, куда подается жидкость;
zr — возвышение жидкостного поршня в крайнем
нижнем его положении над уровнем жидкости
в приемном резервуаре;
z2 — возвышение отливного отверстия нагнетательной
трубы над верхним положением жидкостного
поршня;
S — ход поршня;
Xi — мгновенное отстояние поршня от крайнего ниж-
него его положения;
и — переменная скорость поршня;
ve — скорость истечения жидкости из отливного от-
верстия;
We и WH — приведенные коэффициенты сопротивления вса-
сывающей и нагнетательной труб;
Le и LH — приведенные длины всасывающей и нагнетатель-
ной труб;
hg и hH — сопротивления всасывающего и нагнетательного
клапанов, выраженные высотой столба жидко-
сти и имеющие наибольшие значения в момент
открытия.
Поршень, пройдя некоторое расстояние, которое обозначим
через 5Г, будет двигаться равномерно со скоростью ир. Так как
при равномерном движении поршня jy = 0, то выражения для
давления на жидкостной поршень примут вид
2
+	+	(ill)
2	2
^l = ££- + z2 + S —Sj- х,+^. + («7я-1)^ + й.. (112)
Здесь х2 — мгновенное отстояние поршня от своего положения,
определяемого ординатой
93
Путь, проходимый поршнем за период его равномерного дви-
жения, обозначим через S2- В конце хода скорость поршня начи-
нает уменьшаться и становится равной нулю в мертвой точке.
Обозначим через S3 путь, проходимый поршнем за период
его замедленного движения, а через х3 — мгновенное отстояние
поршня от положения, определяемого ординатой Sx S2.
Выражения для давления на жидкостной поршень, соответ-
ствующие периоду замедленного движения поршня, будут иметь
вид
— °
^-=-f-[z1 + S1 + Ss + x34-(r.+ 1)^ +
4 Л,—7(I.+S1 + Ss + x,)/,l,	(113)
О	J
В этих уравнениях через j3 обозначено ускорение замедлен-
ного движения поршня.
Если пренебречь силой инерции потока пара, имеющей сравни-
тельно малую величину, и незначительным изменением удель-
ного объема пара при движении его по трубе и в паровой частй
насоса, то для давления в цилиндре при впуске можно написать
^2
Реп ~ Рее Усе^се ~2g *	(11®)
где рсв — давление в магистрали свежего пара;
Усе — удельный вес свежего пара;
Wce — приведенный коэффициент сопротивления участка от
магистрали свежего пара до парового поршня.
Для давления в паровом цилиндре при выпуске можно напи-
сать следующую приближенную зависимость:
Рвып Рот Уот^
’ и2
om'2gi
(Н6)
где рот — давление в магистрали отработавшего пара;
Уот — удельный вес отработавшего пара;
Wom — приведенный коэффициент сопротивления участка от
магистрали отработавшего пара до парового поршня.
При равномерном движении поршня и — ир, поэтому
Реп=Р1=Рсе— Усв^св '	(Н7)
И
Ы2
Рвып ~ Р2 = Рот 4" Уот^от •	(116)
94
Для определения скорости равномерного движения поршня
используем уравнение (107).
Так как в рассматриваемом случае рвп — pt и рвып = р2, то
можно написать
Fn (Pi — Р2) — Т __ рн рв
yF	у у
Подставив в это выражение вместо plt р2, рн и рв их значения,
получим
Fп (Рсв — Рот) — Т  Fn ~|~ Уот l^ow) ир . ре__________
yF ~	yF2g	у у
Г Z1 4" Z2 +
+ S 4-	+ WH 4- W.) 4 4- Л. 4- hK,
где — отношение площади жидкостного поршня к площади
отливного отверстия, диаметр которого принят равным
диаметру нагнетательной трубы.
Введем обозначения
(0
Fп (Усв^св + УотУ^от)
yF
И
= 1|>« + 1Г„ 4- ir„.
Тогда для скорости равномерного движения поршня можно на-
писать выражение
ц 'l/'2 а	(Рсв Рот) — F____ре — Ро___4~ г2 4~ 4~ Ч~
р г ® L yF (wj 4- w2) у («! -|- w2)	coi 4- w2 J ’
(H9)
Для определения составляющих силы трения Т можно вос-
пользоваться формулами, приводимыми в справочниках.
Сила трения в сальнике с мягкой набивкой может быть опре-
делена по формуле
Tc = fmpjr^0,15/cpt. кГ,	(120)
где fmp — коэффициент трения, равный 0,15—0,2;
dtu — диаметр поршневого штока в см;
1С — длина сальника (по набивке) в см;
Pi — давление уплотняемой среды в кГ/см2.
Для определения силы трения в набивке сальника, состоящей
из кожаных манжет, можно применить формулу
Тс = fmt^ cUmPi кГ•	О21)
где 1М — длина активной части манжет в см.
При кожаных манжетах коэффициент трения fmp 0,06-^0,08
(для воды).
95
Сила трения между поршневыми кольцами и стенками цилиндра
определяется по формуле
Тп = fmph nD4 (zKPy -I- Pi)	(122)
где ру — удельное (контактное) давление кольца на стенку ци-
линдра в кГ/см2\
h — высота кольца в см;
Dti — диаметр цилиндра в см;
zK — число колец.
Коэффициент трения fmp между чугунным кольцом и цилинд-
ром при удовлетворительной смазке колеблется в пределах 0,07—
0,15. Большие значения относятся к новым кольцам, меньшие —
к приработанным.
Величина силы трения в механизме парораспределения зави-
сит от конструкции парораспределительного устройства и состав-
ляет примерно 10—20% от суммарной силы трения в поршнях
и сальниках насоса.
Рассмотрим теперь период ускоренного движения поршня.
Уравнение (106) можно представить в виде
= F„ (р,„ - рюп) - yF (- Т. (123)
Подставив в это выражение значения рвп, рвып, рн и рв, соот-
ветствующие периоду ускоренного движения поршня, и произведя
несложные преобразования, получим
Mjy = F„ (р„ - р„„) - Т - yF (	4 Z1 + 2,4- S | h„ + ft,) -
- £ К + ymW„m) 4- yF (ф2 4- WH 4 • Г.)],
где M = Мн + Мж, причем Мж = (LH + Le + S) — при-
веденная масса движущейся жидкости.
Принимая движение поршня в начале хода равноускоренным,
из последнего уравнения при и — 0 (момент начала движения
поршня с мертвой точки) находим ускорение поршня
/у lFn {Рсв pom) Т Р (_Ре Ро)
— уР (2i + 22 ч- S 4- hH
4-ML
(124)
Уравнения пути и скорости поршня, соответствующие периоду
равноускоренного движения, напишутся так:
(125)
u = iyt,	(126)
где t — время, отсчитываемое от момента начала движения
поршня.
96
Положив в формуле (126) и = ир, найдем время ускоренного
движения поршня, которое будет равно
/ up
1 ' iy ’
За это время поршень пройдет путь
с -
- ~2~-
При подходе к крайнему положению поршень сначала замед-
ляет свое движение благодаря паровой подушке, а затем в связи
с впуском контрпара в цилиндр быстро останавливается. Имеются
в виду насосы с парораспределительным механизмом типа, пока-
занного на рис. 42.
Если принять движение поршня в паровой подушке равно-
замедленным, то для пути, скорости и ускорения поршня можно
написать уравнения
х,	,	(127)
и	up — latt	(128)
И*
(129)
^03
В этих уравнениях за начало отсчета времени принимается
момент начала замедленного движения поршня, а соответствующее
этому моменту положение поршня принимается за начало отсчета
пройденных путей. Для возможности использования приведенных
уравнений необходимо знать путь S3 поршня. Так как впуск
свежего пара в цилиндр у рассматриваемых насосов происходит
в момент, непосредственно предшествующий остановке поршня,
то без чувствительной погрешности можно принять, что поршень
при подходе к крайнему положению замедляет свое движение
и останавливается только благодаря сжатию отработавшего
пара. На основании уравнения (108) можно написать
= Е± 4~ ^2 4- Е3 Т Е± 4" Ri 4-	(130)
где Ei — живая сила движущихся частей насоса;
Е2 — живая сила жидкости, находящейся в цилиндре;
Е3 — живая сила жидкости, находящейся во всасывающей
трубе;
f4 — живая сила жидкости, находящейся в нагнетательной
трубе;
Ri — работа избыточной силы от уменьшения гидравличе-
ских сопротивлений во всасывающей трубе в период
замедленного движения поршня.
R2 — работа избыточной силы от уменьшения гидравлических
сопротивлений в нагнетательной трубе в период замед-
ленного движения поршня.
7 И. А. Чпняев
97
Задачу решаем без учета работы сил веса движущихся частей
насоса. Введем следующие обозначения:
z — расстояние от крышки или днища парового цилиндра до
поршня в момент отсечки выпуска пара;
h — расстояние от крышки или днища парового цилиндра до
поршня в момент его остановки при подходе к крышке
или днищу.
Работа сжатия отработавшего пара в цилиндре выразится
уравнением
г	z
^сж = J pFп	J P?Fп
h	h
где р — давление сжимаемого пара в данный момент;
р2 — давление пара в начале сжатия;
dx — бесконечно малый путь поршня.
С целью упрощения расчетных формул сжатие пара в цилиндре
принимаем по закону pv = const.
Таким образом, можно написать
-= p2Fnz,
откуда
' х
Следовательно,
2	2
= J -2^-|p2F„d% = p2F„Zln|-p2F„(Z-ft). (131)
h	h
Живая сила движущихся частей насоса
Мни2р
2
(132)
Жидкость, находящаяся в цилиндре, очевидно, будет иметь '
скорость, равную скорости поршня, т. е. ир. Если обозначить
массу этой жидкости через Мж. то живая сила ее будет равна
2
Es =	.	(133)
Живая сила жидкости, находящейся во всасывающей трубе,
м Л2
> _ ж. в^в р
з- 2
(134)
где Мж, в — масса жидкости, находящейся во всасывающей трубе;
— отношение площади жидкостного поршня к площади
сечения всасывающей трубы.
98
Живая сила жидкости, находящейся в нагнетательной трубе,
Л4 1Ь2 и2
Е4 - — 2 Р’	(135)
где Мж.н—масса жидкости, находящейся в нагнетательной
трубе.
Прежде чем приступить к выводу формул для определения
и /?2, выясним причину появления избыточной силы. Эта сила
возникает вследствие уменьшения гидравлических сопротивлений
в системе в период замедленного движения поршня. Действительно,
уменьшение скорости поршня в период сжатия им пара сразу
же вызовет уменьшение скорости течения жидкости, а следова-
тельно, и уменьшение потребного напора. Однако, поскольку
давление свежего пара в цилиндре остается постоянным в течение
всего хода поршня, то, естественно, возникает избыточная сила,
работа которой идет на сжатие пара в другой полости цилиндра.
Для скорости жидкости в нагнетательной трубе в период за-
медленного движения поршня можно написать зависимость
где — скорость жидкости в нагнетательной трубе при равно-
мерном движении поршня.
Уменьшение потерянного напора в нагнетательной трубе,
соответствующее скорости их жидкости,
где Л и dH — длина и диаметр нагнетательной трубы;
2 £н — сумма местных сопротивлений нагнетательной
трубы;
— коэффициент гидравлического сопротивления.
Выражение для работы избыточной силы будет иметь вид
Л1 - (1 - i Л
о
Решив это уравнение, получим
Кг = jS3F (х„ А + 2 Ц) |	= 4 S,FWH I и\. (136)
Аналогичным путем найдем
(137)
7*
99
Подставив значения найденных величин в уравнение (130)
и произведя несложные преобразования, получим

2рг^пг *
где
М = М -\ - М -4- М чЬ2 -I- М lb2
н 1 ж. ц • Ж. в г в ‘ ж. н*н-
Введем обозначения
(И7,, I- И7.) - А; = В.
MnPzg "	7	2p2F„
Тогда можно написать
1п1 = (' _4)(’ +л) + т- (138)
Зная z, из полученного уравнения можно найти h.
Уравнение это удобно решать графически. Представим его
в таком виде
1п1~0-4)(1 +л)-т=с-	(,39>
Задаваясь рядом значений h и вычисляя величину С, можно
построить график С = f (h). По этому графику при С = 0 находим
искомую величину h.
Путь, проходимый поршнем за период замедленного движения,
S3 = г — h.
Время периода замедленного движения
/ _2>$з
1з — — •
«р
Путь, проходимый поршнем за время равномерного движения,
S 2 — S — Sj — S3.
Время равномерного движения поршня
Время перемещения поршня из одного крайнего положения
в другое (время одного хода поршня) будет
/' = /1 t2 t3.
Для определения времени полного хода поршня необходимо
знать продолжительность паузы. Пауза поршня у рассматривае-
мых насосов определяется временем истечения пара из цилиндра
до давления выпуска.
100
‘Вследствие быстрой (мгновенной) переброски главного золот-
ника из одного крайнего положения в другое изменением проход-
ного сечения золотникового окна при его открытии можно прене-
бречь, т. е. считать, что выпуск пара из цилиндра происходит
через отверстие постоянного сечения.
В общем случае истечение пара из цилиндра прямодействую-
щего насоса происходит в начале при давлении выше критиче-
ского, а затем — при давлении ниже критического. Если принять,
что расширение пара при истечении происходит по закону pv =
= const, то полное время истечения пара из цилиндра определится
по формуле
<	1= F-?^-lgA + _Lz 1	(ио)
“	/» К/11’1 1М> *1кр 'fl, 'J	»	’
где Vn. ц — объем парового цилиндра в ж3;
f0 — площадь проходного сечения парового окна в лс2;
рг — давление свежего пара в кПм?\
Vi — объем свежего пара в м3/кг;
рл и р2 — коэффициенты истечения;
Л 0 — постоянная величина, равная для насыщенного
пара 1,99;
ркр — критическое давление в кГ/м*\
Zi — величина, зависящая от отношения давления рот
пара за цилиндром к давлению р2 пара в цилиндре
со стороны выпуска в тот момент, когда поршень
трогается с места.
Для определения величины zt- можно пользоваться выражением
zz = 0,4—0,716]/ (1 —
Коэффициенты истечения рч и р2 в общем случае различны.
Однако можно производить расчеты и при общем среднем значе-
нии р = Pi р2 0,554-0,6.
Обычно пауза поршня у одиночных насосов составляет 10—
15% от времени перемещения поршня из одного крайнего положе-
ния в другое, т. е.
tn = (0,14-0,15) t'.
Продолжительность паузы поршня у котельно-питательных
насосов может достигать 0,2f.
Продолжительность одного хода поршня, включая паузу,
“I” tn-
Число двойных ходов поршня в минуту
101
Средняя скорость поршня
ич> — “30 '
Пользуясь полученными уравнениями, можно построить гра-
фики пути, скорости и ускорения поршня (рис. 46).
Рис. 46. Расчетные гра-
фики: а — пути поршня;
б — скорости и ускорения
поршня одиночного насоса
двойного действия
25. Определение скорости равномерного движения поршня
сдвоенного насоса и расчет паровой подушки
Аналитическое изучение движения поршня у сдвоенных насосов
представляет собой более сложную задачу, чем у одиночных на-
сосов, так как в этом случае должно учитываться взаимное влия-
ние друг на друга поршней соседних цилиндров. Для этих насосов
мы ограничимся изложением расчета паровой подушки и связан-
ным с ним определением скорости равномерного движения поршня.
У сдвоенных насосов прямого действия с правильно отрегу-
лированным парораспределением замедлению в движении од-
ного поршня соответствует ускорение другого и наоборот, поэтому
сумму скоростей обоих поршней можно считать постоянной. При
такой особенности движения поршней скорость ир равномерного
движения поршня сдвоенного насоса можно определять по выраже-
нию (119), выведенному для одиночного насоса двойного действия.
Для определения скорости ир поршня можно пользоваться
также следующей приближенной зависимостью:
Up = Цпах = -Щ- + тН? + е) М,СеК' (,41)
где S — ход поршня в лс;
п — число двойных ходов поршня в мин\
X — отношение плеч рычагов механизма парораспределения;
6 — зазор в соединении золотника с золотниковым штоком
(рис. 39) в м;
е — перекрыш золотника в м.
102
Рис. 47. К расчету паровой подуш-
ки сдвоенного насоса
Задачей расчета паровой подушки сдвоенных насосов является
определение такого расположения паровых окон, при котором
поршень будет останавливаться, не доходя на 2—3 мм до ближай-
шей кромки паровпускного окна.
Обратимся к рис. 47. Здесь изображен паровой цилиндр гори-
зонтального сдвоенного насоса с поршнем, движущимся в показан-
ном стрелкой направлении.
Поршень только что перекрыл паровыпускное окно и находится
от днища цилиндра на расстоянии z. Путь, проходимый поршнем
от момента перекрытия им паровыпускного окна до остановки,
очевидно, будет равен
S' = z — Л,
где h — расстояние от днища ци-
линдра до поршня в мо-
мент его остановки.
До прихода поршня в положе-
ние, показанное на рис. 47, все
силы находились в равновесии и
поршень двигался равномерно.
При дальнейшем своем движении
поршень начнет сжимать пар,
вследствие чего скорость его будет уменьшаться,
станет равной нулю в мертвой точке.
Для периода замедленного движения поршня можно
следующее выражение:
пока не
написать
(142)
поршня,
Г'аис 1 ‘	2»
где RCOIC — работа сжатия отработавшего пара;
Е±— живая сила движущихся частей (парового
жидкостного поршня, поршневого штока);
Е2 — живая сила жидкости, находящейся в цилиндре.
Работа сжатия отработавшего пара в цилиндре определяется
выражением (131)
Рсж =	In i — />гГ„ (г — Л),
где р2 — давление пара в начале сжатия;
Fn — полезная площадь парового поршня.
Живая сила движущихся частей насоса, имеющих массу Мн,
р м“и*
^ = -2-
(143)
Живая сила жидкости массы Мж, находящейся в цилиндре,
р — ж р
С>2-	2
(144)
103
Подставив значения найденных величин в уравнение (142),
получим
*	999
+	=	(145)
где Мо — Мн 4- Мж.
* ’	**	г*	ь/TV
Отсюда
М^р
h__^_______
z ' 2ptFnz ’
Z
h
(146)
Это уравнение можно переписать так:
'«ь-
(147)
уравне-
Уравнение (147) решается графически. Задаемся несколькими
значениями г и вычисляем величину А, а затем строим график
А = f (z). Там, где кривая пересечет ось z, и будет корень урав-
нения.
При расчете паровой подушки крупных вертикальных насосов
следует учитывать работу сил веса движущихся частей насоса
и жидкости, находящейся в цилиндре. В этом случае
ние (145) примет вид
Z	M»Un
PiFnz 1п 7Г — рЛ(z — Л) = —2^ ± миё(Z — Л).
Знак плюс соответствует нисходящему ходу поршня,
минус — восходящему.
Таким образом,
2
ln* 1_А + ^.±
Л	Z 2p2Fnz р21 пг
а знак
(148)
Это уравнение решается также графически.
У небольших насосов ввиду малости массы и скорости движу-
щихся частей последним членом правой части уравнения (146)
можно пренебречь. Тогда получим
Решив это приближенное уравнение пробами, найдем
Задаваясь h, можно определить из этого отношения рас-
стояние z.
104
26.	Графики подачи прямодействующих насосов.
Воздушные колпаки
У прямодействующих насосов, как и у приводных, подача
изменяется во времени пропорционально изменению скорости
поршня.
На рис. 48 представлен график подачи прямодействующего
насоса двойного действия. При построении графика по оси ординат
откладывалась мгновенная иодача насоса q = Fu, а по оси абс-
цисс — время t. На этом графике /' — время одного хода поршня,
tn — продолжительность паузы и t0 — время одного хода поршня,
включая паузу.
Рис. 48. График подачи прямодействующего насоса
двойного действия
Площадь OABCDEFGK графика представляет теоретическую
подачу насоса за один двойной ход поршня, равную 2FS.
Максимальная высота графика соответствует максимальной
мгновенной подаче насоса
Qmax Fornax FUp,
где ир — скорость равномерного движения поршня.
Если на отрезке ОК, как на основании, построить прямоуголь-
ник OLMK, равновеликий площади графика OABCDEFGK, то
высота его будет представлять среднюю мгновенную подачу
Я ср ~~ 2tn ~ t0 ~ tllcp'
где иср — средняя скорость поршня.
Степень неравномерности подачи будет равна
ф __ ffmax	Up
Н Qcp	11 ср
Прямодействующие насосы двойного действия выполняются
как с воздушными колпаками, так и без них.
За работой воздушного колпака можно проследить по графику
подачи (рис. 48). Как видно, на участках О А' и В'С подача
105
насоса меньше средней, а на участке CD подача равна нулю. Уро-
вень жидкости в воздушном колпаке за это время понижается, и
в момент времени, соответствующий точке Л', он будет наимень-
шим. На участке А'АВВ' подача насоса больше средней, и уровень
в воздушном колпаке в этот период повышается. В момент вре-
мени, соответствующий точке В', уровень жидкости в колпаке
будет наибольшим.
Рис. 49. График подачи прямодействующего насоса четверного
действия при номинальной скорости поршня
Применив методику, изложенную в п. 11, можно определить
потребный средний объем воздуха в колпаке для насоса двойного
действия. Расчетная формула напишется так:
у __ ^max l^min __ ПЛ. А'АВВ'	।
Vmax — Vmitl — разность между ‘максимальным и минималь-
ным объемами воздуха в колпаке, равная
объему, измеряемому площадью А'АВВ';
kd — степень неравномерности давления, величину
которой можно принимать в тех же пределах,
что и для приводных насосов, т. е. от 0,01
до 0,05.
Следует отметить, что качество работы насосов двойного дей-
ствия как приводных, так и прямодействующих в отношении
равномерности подачи перекачиваемой жидкости приблизительно
одинаково. Поэтому для определения Vcp в колпаке прямодей-
ствующего насоса двойного действия можно пользоваться фор-
мулой (44)
v _ 0,2 ITS
ср ~ кд '
Сдвоенные прямодействующие насосы с отрегулированным над-
лежащим образом парораспределением обеспечивают вполне рав-
номерную подачу. Многие авторы изображают подачу прямодей-
ствующих насосов четверного действия в виде графика, представ-
ленного на рис. 49. Здесь 1 — график подачи поршня первого
106
цилиндра и 2 — график подачи поршня второго цилиндра. Ли-
ния 3 изображает суммарный график подачи, получаемый сложе-
нием ординат графиков 1 и 2. Для осуществления такого графика
необходимо, чтобы продолжительность паузы равнялась времени
равномерного движения поршня, т. е. /„ = t2-
Из графика видно, что у насоса четверного действия теорети-
чески <7max = qcp.
Некоторые специалисты считают, что сдвоенные прямодей-
ствующие насосы обеспечивают почти равномерную подачу даже
на малых режимах, когда ход поршня одного цилиндра перекры-
вает ход поршня другого цилиндра. На рис. 50 представлен
Рис. 50. График подачи прямодействующего насоса четверного действия
при скорости поршня, составляющей У3 от номинальной
график подачи сдвоенного насоса 152 х 102 х 152 мм при работе
с уменьшенной скоростью, составляющей 1/3 от номинальной [20].
В то время, как действительные графики подачи близки к по-
казанным на рис. 49 и 50, давление может колебаться при каждой
перемене направления движения поршней вследствие быстрого
ускорения и замедления движущихся частей. Поэтому сдвоенные
насосы иногда снабжают воздушными колпаками.
Потребный объем воздуха в колпаке для насоса четверного
действия может быть с достаточной точностью определен по фор-
муле (45)
lz O.OOOFS
ср ~ kd *
Полный объем воздушного колпака прямодействующего на-
соса, как и приводного, рассчитывается по формуле
VK. п = 1,5Vtp.
27.	Особенности теории клапанов прямодействующих насосов
У прямо действующих насосов вследствие равномерной скорости
поршня на большей части длины его хода высота подъема клапана,
соответствующая этому участку хода, постоянна. Кроме того,
остановка поршня (пауза) в крайних положениях дает возмож-
ность сесть клапанам на свои седла в условиях отсутствия потока
жидкости через них.
107
На рис. 51 схематически изображена зависимость между дви-
жением поршня и клапана прямо действующего насоса. Время tn
стоянки поршня (пауза) используется клапаном для посадки на
седло. Клапанная щель при этом уменьшается обычно до h =
= 0,10-4-0,15 мм.
Пользуясь обозначениями рис. 52, можно написать уравнение
расхода при посадке клапана в виде
dli	, ,
4	* if
где р — коэффициент истечения
Рис. 51. Зависимость между дви-
жением поршня и клапана пря-
модействующего насоса
жидкости через щель клапана.
Отсюда
_dm . dh
h
Интегрирование дает
(150)
Рис. 52. Схематическое изо-
бражение клапана
Постоянная интегрирования найдется, если принять в урав-
нении (150) tnoc = 0. При этом h = h.nay, и тогда
1	_^_1п/г
инт лг н 111 "max'
Окончательно получим
(151)
4,^ Л	4	’
Это выражение показывает, что диаграмма падения клапана
в координатах h—t представляет собой логарифмическую кривую.
По выражению (151) определяется время, необходимое для по-
садки клапана на седло. Для обеспечения нормальной работы
клапана время посадки его на седло должно быть меньше или
равно времени паузы поршня, т. е. \tnoc <J„.!
На основании формулы (90), выведенной" для клапанов при-
водных насосов, можно написать формулу для определения мак-
108
симальной высоты
сосов. Так как у
ражение для йтах
Поскольку
то формулу (152)
подъема /гтах клапанов прямодействующих на-
прямодействующих насосов ир = м1Пах, то вы-
напишется так:
. -Fup
(152)
Сщ 2ghK,
можно представить в следующем виде:
^шах
(153)
Для тарельчатых клапанов / = ndm.
Часто на практике для определения Атах пользуются формулой
,	__ Fucp max   FUcp max
(154)
где ucptnax =	— средняя скорость поршня при максималь-
ном для проектируемого насоса числе
двойных ходов.
Клапаны прямодействующих насосов рассчитываются теми же
методами, что и клапаны приводных насосов.
28.	О работе прямодействующих насосов
на вязкой жидкости
Для суждения о работе прямодействующих насосов на вязкой
жидкости обычно пользуются характеристиками, выражающими
изменение подачи Q или коэффициента подачи т]0 от вакуумметри-
ческой высоты всасывания Нвс. Характеристики снимаются для
нескольких значений числа двойных ходов п поршня при постоян-
ном давлении нагнетания рнаг.
Ниже рассматриваются результаты испытаний сдвоенных пря-
модействующих насосов ПНП-4, ПНП-11 и ПНП-7 на воде и ци-
линдровом масле 6. Основные технические данные этих насосов
помещены в табл. 8.
Кривая зависимости вязкости цилиндрового масла, на котором
производилось испытание, от температуры представлена на рис. 53.
Результаты испытаний насоса ПНП-4 на воде и масле пред-
ставлены в виде кривых т]0 = f (Нвс) на рис. 54.
Кривые снимались при постоянном давлении нагнетания,
равном 44 м вод. ст.
Из ртих кривых видно, что коэффициент подачи при работе
насоса на воде весьма мало изменяется с ростом высоты всасыва-
ния, пока последняя не достигнет около 7 м вод. ст. Дальнейшее
109
Таблица 8
Основные технические данные насосов ПНП-4, ПНП-II и ПН П-7
Наименование	Обо- значе- ние	Единица измерения	Марка насоса		
			ПНП-4	пнп-н	ПНП-7
Подача (воды при температуре около 30° С)	Q	М3/ч	7	27	58
Давление нагнетания	Рнаг	м вод. ст.	44	50	90
Высота всасывания	нос	» » »	6	6	6
Число двойных ходов поршня в минуту	п	дв. ход/мин	по	60	54
Диаметр парового цилиндра	Dn	мм	65	115	190
Диаметр жидкостного цилиндра	D	»	70	130	160
Ход поршня	S	»	75	140	250
Давление свежего пара в золот- никовой коробке	Pl	ата	12	12	12
Температура свежего пара	G	°C	270	270	270
Противодавление	Рг	ата	3	3	3
Примечание. Насосы ПНП-4 и ПНП-7— сдвоенные горизонтальные, а
насос ПНП-11 —сдвоенный вертикальный.
увеличение высоты всасывания приводит к резкому снижению
коэффициента подачи.
Максимальный коэффициент подачи у данного насоса при ра-
боте на воде равен 0,91 (при п = НО дв. ход!мин).
Кривые т]0 = f (Нвс), полученные при испытании насоса
ПНП-4 на масле вязкостью 35° Е (температура масла 61° С),
показывают, что коэффициент подачи начинает быстро умень-
шаться по достижении высоты всасывания около 4 м вод. ст.,
т. е. значительно раньше, чем при работе насоса на воде.
На рис. 55 представлены результаты испытаний насоса ПНП-11.
Насос испытывался при постоянном давлении нагнетания,
равном 50 м вод. ст.
При работе данного насоса на воде коэффициент подачи прак-
тически остается постоянным до тех пор, пока высота всасывания
не достигнет величины около 7 м вод. ст.
Максимальное значение коэффициента подачи у насоса равно
0,99 (при п = 60 дв. ход/мин.)
Из кривых на рис. 55 видно, что при работе насоса на масле
вязкостью 10° Е (температура масла 82° С), коэффициент подачи
начинает резко убывать при высоте всасывания около 5 м вод. ст.
по
Аналогичные результаты получены при испытании насоса на
масле вязкостью 110° Е (температура масла 41° С).
Результаты испытаний насоса ПНП-7 на воде и масле даны
на рис. 56. Испытание насоса производилось при постоянном дав-
лении нагнетания, равном 90 м вод. ст.
цилиндрового масла 6 от темпе-
ратуры
Рис. 54. Характеристика т]0—Нвс насоса ПНП-4:
-----—вода, /=28° С;----------масло, вязкость
35° Е
Рис. 55. Характеристика т]0—Нвс насоса
ПНП-11:
--------вода, t = 28° С:------------масло, вяз-
кость 10° Е; -----------—масло, вязкость 110°Е
Характер кривых т]0 = f (Нвс), полученных при испытании
насоса на воде, примерно такой же, как и у насоса ПНП-11. Мак-
симальный коэффициент подачи при 54 дв. ход!мин равен 0,99.
Кривые т]о = f (Нвс), построенные для масла вязкостью 10
и 110° Е, показывают, что коэффициент подачи начинает резко
уменьшаться при высоте всасывания около 4 м вод. ст., т. е.
несколько раньше, чем у насоса ПНП-11.
Результаты испытаний насосов ПНП-4, ПНП-11 и ПНП-7
показывают, что коэффициент подачи у сдвоенных прямодей-
ствующих насосов при работе на воде с температурой до 30° С
практически не зависит от высоты всасывания, если последняя
не превышает 6 м вод. ст.
ill
При работе сдвоенных насосов на масле резкое снижение коэф-
фициента подачи наблюдается при достижении высоты всасыва-
ния, равной ~4 м вод. ст.
Основной причиной уменьшения коэффициента подачи насосов
при перекачивании масел является наличие в них растворенного
Рис. 56. Характеристика^—Нвс насоса ПНП-7:
-------вода. /=28° С;---------масло, вяз-
кость 10° Е; — . — . — . —масло, вязкость 110° Е
воздуха, выделяющегося
при понижении давления
в рабочей камере. Как
уже упоминалось, на ко-
эффициент подачи сильное
влияние оказывает объем
вредного пространства,
заполняемый сжимаемой
средой. При проектирова-
нии насосов необходимо
стремиться к тому, чтобы
объем вредного простран-
ства был минимальным.
Кроме того, для получения наиболее устойчивой характери-
стики т]0 = f (Нвс) для насосов, перекачивающих вязкие жидкости,
следует допускать меньшие скорости поршня, по сравнению
с водяными насосами (см. п. 29).
29.	Определение диаметров жидкостных
и паровых цилиндров
Диаметр жидкостных цилиндров у прямо действующих насосов
определяется по тем же формулам, что и у приводных насосов,
т. е. по формуле (79)
п - ч3Л 240Q
V зп)0Лафл ’W’
или по формуле (81)
-----7Г1--- -*L
ziT\Qkaucp
Для предварительных расчетов насосов с D > 150 мм коэф-
фициент а можно принимать равным 0,98—0,99. Для мелких вы-
«оконапорных насосов коэффициент а может существенно отли-
чаться от единицы (0,9—0,95).
Отношение хода поршня к диаметру (ф) лежит примерно в сле-
дующих пределах:
Сдвоенные насосы четверного действия . . 1,0—2,0
Одиночные насосы двойного действия . . . 2,0—2,8
Большие значения ф относятся к высоконапорным насосам,
у которых в целях уменьшения силы, действующей на поршневой
шток, принимают малое сечение поршня и относительно большую
длину хода поршня.
112
Одиночные прямодействующие насосы с длинным ходом поршня
(большим *ф) являются наиболее приспособленными для пере-
качивания легко испаряющихся жидкостей.
У прямодействующих насосов, благодаря паузам поршня
в мертвых точках, коэффициент подачи несколько больше, чем
у приводных поршневых насосов. Для сдвоенных прямодействую-
щих насосов, предназначаемых у
для работы на воде, коэффициент	——————————
подачи при D от 100 мм и выше
можно принимать равным 0,95—
0,98, а для одиночных насосов
двойного действия —0,93—0,97.
Учитывая неизбежность износа
насосов во время эксплуатации,
не следует при расчетах ориен-
тироваться на максимальные
значения коэффициента подачи.
Для насосов прямого дейст-
Рис. 57. Примерная зависимость сред-
ней скорости поршня от длины его
хода
вия, предназначаемых для пере-
качивания темных нефтепродуктов (масло, мазут), коэффициент
подачи можно принимать таким же как и для водяных насосов,
если высота всасывания не превышает 4 м вод. ст. Как и у при-
водных насосов, дальнейшее увеличение высоты всасывания
обычно приводит сначала к медленному, а затем к резкому умень-
Рис. 58. Снижение средней скоро-
сти поршня в процентах в зависи-
мости от вязкости жидкости
шению коэффициента подачи.
При расчете прямо действую-
щих насосов принимают следую-
щие значения чисел двойных ходов
поршня в минуту: от 40 до 120 и
более — для насосов четверного
действия (см. ГОСТ на эти насосы)
и от 20 до 50 — для насосов двой-
ного действия. Большие значения
чисел двойных ходов относятся
к малым насосам.
Выбранное число двойных хо-
дов должно быть проверено по
средней скорости поршня.
На рис. 57 дана примерная зависимость средней скорости
поршня иср от длины хода S для прямодействующих насосов,
работающих на воде. График 1 относится к насосам четверного
действия, график 2 — к насосам двойного действия.
Для насосов, предназначенных для перекачивания вязких
жидкостей, средняя скорость поршня принимается меньше, чем
для водяных насосов. График, изображающий снижение средней
скорости поршня в зависимости от вязкости жидкости, представ-
лен на рис. 58.
8 И. А. Чиняев
113
Определим соотношение между диаметрами парового и жид-
костного цилиндров у прямодействующих насосов.
Для установившегося режима работы прямодействующего
насоса можно написать уравнение
—	=	(155)
где Н — напор, создаваемый насосом;
т]г — гидравлический к. п. д. насоса;
pj — абсолютное давление свежего пара в золотниковой
коробке;
р2 — абсолютное давление пара в цилиндре со стороны
выпуска;
Dn — диаметр парового цилиндра (поршня);
т]ж — механический к. п. д. агрегата;
т]п — коэффициент, учитывающий потерю давления пара при
перетекании его из золотниковой коробки в цилиндр;
X — коэффициент, зависящий от степени впуска е в паро-
вом цилиндре;
у — вес единицы объема жидкости.
Решая уравнение (155) относительно Dn, получим
Таблица 9
Зависимость коэффициента х
от степени впуска е
е	1	0,8	0,7	0,6
X	1	0,94	0,89	0,84
D„ = D 1/-----------------г. (156)
Эту формулу можно представить
в следующем виде
где г]у = г]ег1мт]п — коэффициент, учитывающий гидравлические
и механические потери в насосе, а также по-
терю давления пара при перетекании его из
золотниковой коробки в цилиндр.
При расчетах можно принимать тк = 0,7-г-0,8 и = 0,93-ь
0,97.
Значения коэффициента х приведены в табл. 9.
В заключение рассмотрим определение диаметров паровых
цилиндров в насосах тандем. В отличие от обычных паровых пря-
модействующих насосов эти насосы имеют по два паровых ци-
линдра, расположенных на одной оси с жидкостным цилиндром.
В насосах тандем работа пара производится последовательно,
сначала в цилиндре высокого давления, а затем в цилиндре низ-
кого давления. Эти насосы сложнее в конструктивном отношении
по сравнению с обычными прямодействующими насосами, но при
114
определенных параметрах пара дают ощутимую экономию в рас-
ходе пара (25—30%).
Для определения диаметров паровых цилиндров у насосов
тандем можно применить методику, изложенную в работе [18].
Обозначим Рц_ в д — площадь цилиндра высокого давления
и ^ц.н д — площадь цилиндра низкого давления. Отношение этих
площадей определяется выражением
*Ц- в.д	' Р‘2
где рх — начальное абсолютное давление пара в цилиндре высо-
кого давления со стороны впуска;
р2 — абсолютное давление пара на выходе из цилиндра низ-
кого давления.
Среднее суммарное эффективное давление, отнесенное к пло-
щади поршня цилиндра высокого давления, составляет
ps-=2pi — l± — p2Q.
Действительное усилие по штоку поршня равно
р
Здесь сохранены ранее принятые обозначения.
Площадь цилиндра высокого давления
F --L
*-в-д Ps-
Площадь цилиндра низкого давления
Гц. н. д Fti. в. д •
Зная площадь цилиндра, нетрудно определить его диаметр.
30.	Основы расчета парораспределения
сдвоенных прямодействующих насосов
Прежде всего установим взаимосвязь в движении поршневых
и золотниковых штоков. На рис. 59 схематически показан рычаг
первого рода, передающий через промежуточные звенья движение
от поршня одного цилиндра к золотнику другого цилиндра.
Пусть АВС есть среднее положение рычага. При повороте
рычага на угол а точка А, связанная поводком с поршневым
штоком, переместится в точку А ь а точка С, связанная тягой
с золотниковым штоком, в точку Cj.
Если пренебречь косвенным влиянием золотниковой тяги и
поводка, то получим, что перемещение поршня будет измеряться
отрезком AiAi, а перемещение золотникового штока — отрез-
ком CjCi-
8*
115
Из подобия треугольников BAtAi и ВС[С[ имеем
Ci Cj ” ciB *
Для крайнего положения рычага А2ВС2 соответственно можно
написать
а2а'2 _ а2В
ОД “ сгв 
Рис. 59. К расчету парораспределения сдвоенного
насоса:
1 — поршневой шток; 2—поводок; 3—золотниковый шток;
4 — золотниковая тяга; 5 — рычаг первого рода
Таким образом, перемещение взаимосвязанных штоков нахо-
дится в постоянном отношении. Обозначив это отношение через л,
получим
«_____S АВ
~ sa.ul - ВС >
где S — ход поршня;
S3. ш — ход золотникового штока.
116
Найдем теперь выражения для хода золотника и золотникового
штока.
Обозначим:	— ход золотника; а0—длина паровпускного
окна; е — паровпускной перекрыт золотника.
Когда золотник находится в среднем положении, то он пере-
крывает паровпускное окно на величину е. При перемещении
золотника из среднего положения в крайнее он должен при номи-
нальном ходе поршня открыть паровпускное окно, поэтому можно
написать
«$3
-/ = Оо + е.
Полный ход золотника
S. = 2а0 + 2е.	(158)
Ход золотникового штока будет равен
5, ш = Ss + б = 2а0 + 2е + б,	(159)
где б — зазор в соединении золотника с золотниковым штоком
(рис. 39).
Следует отметить, что зазор б можно выполнять не только
в соединении золотника со штоком, но и в соединении штока
с тягой. Последнее применяется в крупных насосах для облегче-
ния регулирования парораспределения.
Паровпускной перекрыт е в парораспределении рассматри-
ваемых насосов предназначен для обеспечения закрытия паро-
впускного окна с одной стороны поршня в момент открытия
паровпускного окна по другую сторону поршня, а потому вели-
чина его незначительная и составляет около 0,05ао-
Подставляя значение е в предыдущее выражение, получим
S3.M = 2,1а0 +б.	(160)
На рис. 60 представлены примерные зависимости б и X от
длины хода S поршня.
Довольно часто зазор б в приводе парораспределения представ-
ляют в виде функции от длины хода золотникового штока. Обычно
величина этого зазора составляет
б = (0,254-0,375) 53,ш.	(161)
Если подставить это значение б в выражение (160), то получим
S3.tu = (2,84-3,3) а0.	(162)
Для определения длины плеч рычагов обратимся к рис. 61.
Найдем сперва длину /х плеча короткого рычага.
Расстояние L между осями штока цилиндра и штока золот-
ника равно
L == Г1 /1,
но
117
следовательно,
отсюда
(163)
Рис. 60. Зависимости величин 6 и X от длины хода поршня
Для определения длины плеча короткого рычага восполь-
зуемся выражением
—	+	— rj(l Ч-А.),
откуда
(164)
Рис. 61. Рычажный механизм
сдвоенного прямодействующего
насоса
Найдем длину плеча г2 боль •
шого рычага
L, = 1^ Г 2*
Так как — = X, то
<2
* L = г2(Х-1).
Из последнего выражения на-
ходим
= (165>
Длина плеча /2 большого рычага, очевидно, будет равна
Z2 = Z. + r2 = Z, Ч-у-Ц-.	(166)
Л — 1
Переходим к определению продолжительности паузы поршня.
118
У сдвоенных прямодействующих насосов продолжительность
паузы поршня определяется кинематикой парораспределительного
устройства и временем падения давления пара в цилиндре в пе-
риод истечения до давления выпуска, т. е.
tn tn in-
Для первого слагаемого имеем
»' 2е -j- б
------------------------------- »
где. сш — скорость золотникового штока.
Но
_ 2^
Сш ~ к *
следовательно,
_ X (2е + 6)
1п ~ й
иР
(167)
Определим теперь время tn-
Из диаграммы на рис. 62 видно,
в цилиндр падает в мертвой дочке
выпуска р2, после чего происходит
истечение пара из цилиндра при
постоянном давлении. Пунктирная
линия на графике соответствует
давлению рот в трубе отработав-
шего пара.
Как уже отмечалось выше, ис-
течение пара из цилиндров прямо-
действующих насосов происходит
обычно сначала при давлении выше
критического, а затем ниже кри-
тического.
что давление рг впуска пара
за время паузы до давления
Рис. 62. Теоретическая индикатор-
ная диаграмма парового цилиндра
Задача истечения пара из цилиндров поршневых машин была
решена Цейнером, Гриневецким, а затем Шюле. Мы приводим
здесь формулу Шюле в окончательном виде; опуская вывод,
/о
/ 2,3  р,	1	\
fo Plvl \ Ркр	Иг	/*
где f0 — площадь проходного сечения парового окна в м2‘.
— относительное открытие парового окна;
/о
tx и /2 — время начала и конца истечения в сек',
УПе ц — объем парового цилиндра в лс3;
— удельный объем пара при давлении рх;
Pi и ц2 — коэффициенты истечения;
119
До — постоянная величина, равная для насыщенного
пара 1,99;
Ркр — критическое давление;
— величина, определяемая по выражению
Левая часть этого уравнения представляет собой время-сече-
ние, причем в нашем случае tx — 0.
Если обозначить через b ширину парового окна и через х
путь, проходимый золотником от момента начала открытия им
паровыпускного окна, то для площади щели будем иметь вы-
ражение
1щ=хЬ = b~t.
Время-сечение определится интегралом
J АЛ а АД ’ 2 ’
о
Подставив найденное значение в исходную формулу и произ-
ведя несложные преобразования, получим
t"^ = 2|/":^=-[-^r-lg — + — (о,4 —0,716~iX (1 — — n].(168)
bup	Ркр Иг \	V \ Рг / /J
При расчетах можно принимать pi = р2 = 0,554-0,6.
По формуле (168) нетрудно определить время, в течение кото-
рого давление пара в цилиндре упадет до давления выпуска.
При выполнении ориентировочных расчетов для определения tn
можно пользоваться формулой (140), которая не учитывает изме-
нения проходного сечения парового окна при его открытии.
Для обеспечения спокойной работы клапанов должно выпол-
няться условие
^пос*
т. е. пауза поршня должна быть равна или несколько больше вре-
мени, потребного для посадки клапана на седло.
Если исходить из условия получения от насоса наиболее рав-
номерной подачи, то должно выполняться равенство tn = t2,
где /2 — время равномерного движения поршня.
На практике удобно пользоваться отношением
где /0 = —----продолжительность одного хода поршня, включая
паузу.
120
Величина т обычно лежит в пределах от 0,2 до 0,4.
Исследования показывают, что наибольшая продолжительность
паузы поршня должна быть меньше половины времени /0, затра-
чиваемого на один ход поршня, т. е.
tn max 2 ИЛИ 0,5-
Для определения предельной величины зазора А. П. Гер-
ман [6 ] дал формулу
ЪпР = S, и1 - (2е + а0 + А),	(169)
где А — величина открытия окна, необходимая для страгивания
поршня с мертвой точки.
Из условия полного открытия окна на впуск выше мы полу-
чили равенство
*$3. щ — 2tz<j ~Ь 2е +6.
Величина зазора, определяемая из этой формулы,
6 =S3.w-(2a0 -1~2е),
получается меньше предельной, так как А < а0.
Иногда строят диаграмму парораспределения, позволяющую
находить перемещение золотника данного цилиндра в зависимости
от перемещения поршня того же цилиндра. Методика построения
такой диаграммы подробно изложена в работах [6, 9, 12].
31. Определение расхода пара на прямодействующие насосы
Для построенных насосов прямого действия расход пара может
быть определен с большой точностью при их испытании. Вопрос
определения расхода пара для вновь проектируемых насосов, как
известно, может быть решен лишь в виде более или менее вероят-
ной цифры, не претендующей на большую точность.
Обычно каждый специализированный завод (проектная орга-
низация) определяет расход пара по-своему, исходя из личного
опыта.
В прямодействующих насосах, работающих без расширения
пара, свежий пар поступает в цилиндр на протяжении всего хода
поршня.
Объем пара, заполняющего цилиндр в момент остановки поршня
в мертвой точке, составляет
Vn. , + Vo = (1 + а„) v„.
где	— рабочий (полезный) объем парового цилиндра;
Vo — объем вредного пространства парового ци-
линдра;
ап =	---относительный объем вредного пространства
*п- ч
парового цилиндра.
12!
Весовое количество пара, заполняющего цилиндр, будет равно
(1 + «,.)
где у! — удельный вес свежего пара при давлении рг и темпе-
ратуре tx.
Давление свежего пара в цилиндре может быть определено
по формуле
у/7Г ,
Р1 ''— -г— “F Pi'
^MFn
Здесь сохранены ранее принятые обозначения.
В момент начала сжатия в цилиндре остается объем пара
^п) Vn. ц
весом
(ее + art) Vn.qy2,
где ес — степень сжатия отработавшего пара;
у2 — удельный вес отработавшего пара при давлении вы-
пуска р2.
Величину у2 определяем приближенно по диаграмме i — s,
проводя на ней адиабату расширения от начального состояния
пара до давления р2.
Таким образом, теоретическое количество пара в килограммах,
впускаемое в цилиндр насоса за один ход поршня, будет равно
1(1 +«„)?! — (ес + an) у2 ] Vn. ц.
Здесь Vn. ц — в ж3, ух и у2 — в кг/м3.
При п двойных ходов поршня в минуту теоретический часовой
расход пара на насос составит
Со - 120ш\ [(1 + ап) ух — (ес + ап) у21 Уп.ц кг/ч, (170)
где in — число паровых цилиндров (для одиночных насосов
irt = 1 и для сдвоенных 1п = 2).
При выводе формулы (170) учитывалось, что современные
прямодействующие насосы имеют паровые цилиндры двойного
действия.
Для определения полезного объема парового цилиндра можно
пользоваться формулой
где S — ход поршня в ж;
Dn — диаметр парового цилиндра в м;
(1Ш — диаметр поршневого штока в м.
Величина относительного объема вредного пространства для
спроектированного насоса определяется по чертежам. Ориенти-
ровочные значения ап для сдвоенных насосов можно находить,
122
пользуясь графиком на рис. 63. Для насосов с одним паровым
и одним жидкостным цилиндром получаемая из графика величина
умножается на 0,9.
Степень сжатия ес — (см. рис. 47) находится из расчета
паровой подушки.
Рис. 63. Относительный объем вредного пространства^парового цилиндра
в функции от хода поршня
Рис. 64. Зависимость коэффициента kH от средней ско-
рости иср поршня
Если насос работает на насыщенном паре, то полный расход
пара на насос с учетом потерь составит
= GokH = \2QninkH [(1 + an) Ti —
— (ес + »п) Ъ1 Vn. ц	(171)
где kH — коэффициент, учитывающий дополнительный расход
пара на компенсацию потери от теплообмена и утечки.
123
Коэффициент kH находится по графику на рис. 64. Для его
определения необходимо знать среднюю скорость поршня иср =
Sn
— -ъг и параметр р, который находится по выражению
р =
Здесь Dn — в см и Pi — в кГ/см2.
Для насосов типа «Вир», работающих с расширением пара,
расход насыщенного пара определяется по формуле
GH = 120n£„ l(ee + a„)	— (ef + an) y2] Vn,4 кг/ч, (172)
где efl — степень впуска пара.
Для определения расхода перегретого пара на прямодействую-
щие насосы можно пользоваться следующей зависимостью:
Рис. 65. Зависимость коэффициента kn
от степени перегрева пара Д/°С
^5. н цп
и перегретого
р
*=>Уд- n N
Gn = GH-kn, (173)
где kn — поправочный коэффи-
циент, определяемый
по графику (рис. 65)
в зависимости от сте-
пени перегрева пара
Д/°С.
Определив расход пара на
насос в кг/ч, можно вычислить
удельный расход пара.
Удельный расход насыщен-
ного пара
кг/л. с. ч	(174)
кг/л. с. ч,	(175)
где /Vn — полезная мощность насоса в л. с.
Иногда при определении расхода пара на прямодействующие
насосы пользуются следующим способом.
Определяется теоретическая работа 1 кг пара по формуле
LT — ——Ду1--1- ккал/кг,
(176)
где — абсолютное давление свежего пара в цилиндре в кГ/см?\
р2 — абсолютное давление отработавшего пара в цилиндре
в кГ/см2\
— удельный объем свежего пара при давлении и тем-
пературе tr в м2/кг.
124
Приняв на основании выполненных образцов прямо действую-
щих насосов значение индикаторного к. п. д. т]1п паровых цилин-
дров, определяют расход пара на 1 и. л. с. ч
£• = -7-— кг! и. л. с. ч.	(177)
^тЧ» п
Далее определяется индикаторная мощность паровых ци-
линдров
М-„ = P'"(2f60~75"')5nt'' и. Л. С.,	(178)
где pin — среднее индикаторное давление парового цилиндра;
Fn — площадь парового поршня;
ful — площадь поршневого штока.
Для прямодействующих насосов, работающих без расширения
пара, среднее индикаторное давление pin приближенно можно
считать равным
Pin ~ Pi Pz-
Расход пара на насос в час составит
G = W,„&.	(179)
Этим способом целесообразно пользоваться при наличии
у проектировщика достаточных опытных данных, позволяющих
находить наиболее вероятные значения т)1п для проектируемого
насоса.
К- Е. Чуешко [171, основываясь на работах П. К- Конакова
и В. В. Лаханина по исследованию тепловых процессов паровых
машин методом теории подобия, предложил для определения
расхода пара на сдвоенные прямодействующие насосы следую-
щую формулу
G = 454 ——П°„’62 кг/ч,
Vi
где — удельный объем свежего пара при давлении рх и тем-
пературе /х;
Пп — критерий подобия, определяемый по формуле
П _ РЗОЛ^Х (I И- «л) Is ~\f Pl Р2
D\Sn ’ h V Pl ’
где F30Ji — площадь золотниковых окон;
ax — критическая скорость пара при начальных пара-
метрах;
 ts —температура насыщенного пара при давлении впуска;
р2 — давление отработавшего пара.
Прямодействующие насосы обычно работают с переменной на-
грузкой, вследствие чего расходуемое ими количество пара может
изменяться в довольно широких пределах.
125
Для определения расхода пара при работе насоса на перемен-
ных режимах используются парорасходные характеристики, полу-
чаемые во время его стендовых испытаний. В качестве примера
на рис. 66 представлены графические зависимости, выражающие
изменение полного и удельного расхода пара от числа двойных
Рис. 66. Парорасходные характеристики сдвоенного прямо-
действующего насоса ПНП-4:
GH — полный расход насыщенного пара; g^. н —удельный расход
насыщенного пара; Gn — полный расход перегретого пара; g^ п—
удельный расход перегретого пара; N—полезная мощность насоса
ходов поршня в минуту для насоса ПНП-4. Там же нанесен
график полезной мощности насоса. При снятии характеристик
давление нагнетания, высота всасывания и противодавление под-
держивались постоянными. Значения этих величин приведены
в табл. 8.
Из графика на рис. 66 видно, что с уменьшением п удельный
расход пара резко возрастает. Это вызывается увеличением потерь
от теплообмена с понижением скорости поршня.
32. Зависимость между напором насоса
и давлением пара на поршень
Величина напора, развиваемого прямодействующим насосом,
зависит от активного давления пара, под которым понимается
разность между давлениями свежего и отработавшего пара на
паровой поршень.
Найдем зависимость между напором прямодействующего на-
соса и активным давлением пара на поршень при п = const.
126
Для насосов, работающих без расширения пара, можно напи-
сать
^F = (P1-P2)F„-T,
Чг
где Pi — давление в паровом цилиндре со стороны впуска;
р2 — давление в паровом цилиндре со стороны выпуска;
Н — напор, создаваемый насосом;
F — площадь жидкостного поршня;
Fn — площадь парового поршня;
Т — сила трения в поршнях, сальниках и золотниковом
приводе;
т]г — гидравлический к. п. д. насоса.
Решая это уравнение относительно Я, получим
Обозначим
Рпт\г	Тпг	.
-= а и -= b,
ly	Fy
тогда
Н = а (Р1 — р2) — Ь.	(180)
Это есть уравнение прямой. Угловой коэффициент а = tg а
тем больше, чем больше отношение Особенно большой угол
подъема имеют характеристики Н = f (рх — р2) высоконапорных
котельнопитательных насосов, так как для получения требуемого
напора диаметр парового поршня у них берется много больше
диаметра жидкостного поршня.
ГЛАВА IV
КОНСТРУКТИВНОЕ УСТРОЙСТВО
И ОСНОВЫ РАСЧЕТА НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ
ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
33. Цилиндры
Материалом для изготовления цилиндров (корпуса) низко-
и средне-напорных насосов обычно служит чугун, а высоконапор-
ных — литая или кованая сталь. В кованых цилиндрах необ-
ходимые камеры, ходы и отверстия получают путем высверли-
вания.
Цилиндры насосов для перекачивания коррозирующих жид-
костей выполняются из специальных материалов.
Насос может иметь один или несколько жидкостных цилиндров,
выполненных в общем блоке или отдельно друг от друга.
Цилиндр насоса должен иметь форму, недопускающую образо-
вание воздушных мешков, для чего нагнетательный клапан уста-
навливают в наивысшей его точке с тем, чтобы воздух, попавший
через всасывающий клапан, мог быть удален при следующем
ходе поршня через нагнетательный клапан.
На рис. 67 показан чугунный блок цилиндров электропривод-
ного поршневого насоса четверного действия ЭНП-7 (см. рис. 86).
За одно целое с блоком цилиндров отлиты клапанные коробки.
Цилиндры имеют вставные латунные втулки. При износе внутрен-
ней рабочей поверхности втулка заменяется новой.
На рис. 68 показан цилиндр (корпус) одиночного парового
прямодействующего насоса. Клапанные коробки выполнены от-
дельно от цилиндра и крепятся к нему на болтах. Цилиндр снабжен
сменной втулкой.
Втулки цилиндров обычно изготовляются из чугуна, бронзы
или латуни. Втулка закрепляется в цилиндре запрессовкой или
каким-либо иным способом, например при помощи установочного
винта (см. рис. 90).
128
Так как у цилиндров поршневых насосов отношение наружного
радиуса к внутреннему обычно больше 1,15, то их следует рас-
сматривать как толстостенные сосуды.
Из теории упругости известно, что в толстостенном цилиндре
с днищами, находящемся под действием внутреннего давления р.
Рис. 67. Блок цилиндров электро
приводного насоса ЭНП-7
Рис. 68. Цилиндр одиночного пря-
модействующего насоса с клапан-
ной коробкой, выполненной от-
дельно
и наружного давления р, по
двумя радиальными плоскостями
линдрическими поверхностями, действуют напряжения ст
(рис. 69).
Главные нормальные напряже-
ния ог и ст, определяются по
мулам Ляме
2	2
Р/1 - РГ2
граням элемента, выделенного
и двумя концентрическими ци-
ст, и стг
Ст, —	2	2
г2 - Г,
I	i 2 2
(Pi -P)rlr2
Р/Г-Р'2
St 2	2
Г2 - fj
[Pi-P}r2lr2
фор-
(181)
(182)
dr
Рис. 69. К определению напряже-
ний в толстостенном цилиндре

где и г2 — внутренний и на-
ружный радиусы
цилиндра;
г — радиус, на котором
определяются напряжения.
Напряжение в осевом направлении равно
Pi^-P^
(183)
9 И. А. Чиняев
129
Если величиной р пренебречь, то формулы (181 — 183) упростятся
и примут вид:
рЛ
о»
.2
2
п Л
Ptr\
(184)
(185)
(186)


Из формул (184) и (185) видно, что ot >> of, причем как o/t
так и иг достигают наибольшей величины при г — гх и наимень-
шей при г = г2 (рис. 70).
пределения напря-
жений и af при
действии внутрен-
него давления pt
Напряжения oz равномерно распределены по
площади поперечного сечения цилиндра.
При расчете цилиндров из хрупкого мате-
риала (чугун) пользуются обычно теорией наи-
больших относительных деформаций. Согласно этой теории при-
веденное (расчетное) напряжение будет равно
&пр max И (<*г 'Ь {Jr max)»
(187)
где ц — коэффициент Пуассона.
Подставляя в формулу (187) значения величин о/п1ах, с2 и оЛтах,
получим
2.2	/	2	\
г2 + Л1	/	Г1	\
Опд Pi g 2	И1 I Pl 2	2	Pl I *	(^ 1
г2~ г\ \	Л2 “* Л1 /
Если принять р = 0,3
пряжению на растяжение
и приравнять опр допускаемому на-
io ]р, то будем иметь

1,Зр/2~ °»4Р|Л?
130
откуда
1 Г [о|р +
' [°Jp—
(189)
где Pi — наибольшее давление в цилиндре в кПсм2\
а — добавочная величина, принимаемая равной от 0,3 до
1 см (меньшие значения для цилиндров со вставными
втулками).
Толщина стенки цилиндра
>	/_ / 1о]р + 0,4р.	\
в:..Г2_г, = г^|/ [о]р_13р. - Ю- (190)
Так как нагрузка носит обычно переменный и часто ударный
характер, (о для чугуна принимается равным 150 кПсм2.
В условиях спокойной работы при малом числе оборотов вала
насоса [о ]р может быть повышено до 250 кПсм2.
При расчете цилиндров из пластичного материала (сталь и
пр.) следует пользоваться теорией наибольших касательных на-
пряжений. Величина приведенного (расчетного) напряжения по
этой теории равна
&np max	max»
НО
о г2
max O'r max = %Pi 5~ ’
Г2-Г1
следовательно,
о г2
&np = %Pi 2	2 *
r2— Г|
Приравняв опр допускаемому напряжению [о ]р, получим
Л2
%Pi 2	2 '
г2 ~ Г1
Отсюда
<191>
где а — прибавка, составляющая 0,3—0,7 см.
Допускаемое напряжение [о ]р для стального литья прини-
мается равным 350—550 кПсм2.
Толщина стенки цилиндра
6 = г,-Л, - П (|/ТаЪ1-^ ~ ») + °-	<192>
9-
131
Толщина фланца цилиндра (1,3-е-1,5) 6.
Формулами (190) и (192) можно пользоваться также при опре-
делении толщины стенки клапанной коробки, только вместо ра-
диуса цилиндра в них следует подставлять радиус клапанной
коробки.
Крышки цилиндров и клапанных коробок обычно рассчиты-
ваются, как круглые пластины, закрепленные по контуру и на-
груженные равномерно’ распределенной нагрузкой. Расчетная
формула для определения толщины стенки крышки имеет вид
(193)
где гк — радиус крышки (у крышки цилиндра rK = гъ а у крышки
клапанной коробки гк = г1к, где г1к — внутренний
радиус коробки).
Допускаемое напряжение [о ]и для чугуна принимается от
150 до 300 кПсм*.
Толщину стенки латунной вставной втулки можно определить
по соотношению
Ьвт = 0,03г j, + (0,3 до 0,8) см,
(194)
где радиус гх выражен в см.
Фланцевые соединения должны обладать надлежащей проч-
ностью и плотностью. Болты (шпильки), крепящие крышки ци-
линдров и клапанных коробок, рассчитываются с учетом предва-
рительной их затяжки, необходимой для деформации уплотняющей
прокладки.
Величина уплотняющей силы (усилие затяжки болтов) Р¥,
обусловливающая герметичность уплотнения, определяется фор-
мулой
рк = Л + Р«,	(195)
где Pi — сила внутреннего давления;
Pd — уплотняющее давление.
Значения Pt- и Pd вычисляются по формулам
Pi-P,-^;	(196)
Р4-р/(Р°4~—-	<197'
где р, — давление в цилиндре в кПсм\
Pd — удельное давление на прокладку в кПсмг\
Da и Di — наружный и внутренний диаметры прокладки
в см.
132
Отношение
принято называть коэффициентом уплотнения.
Для неметаллических прокладок (фибра, кожа, асбест, резина
и т. п.) для достижения плотности соединения достаточно, чтобы А
при давлении больше 10 кПсм? равнялось примерно 2.
Удельное давление на прокладку при известных PKt Da и
определяется по выражению
4 (Рк - Pj)
(198)
Для металлических прокладок pd значительно больше, чем
для неметаллических. Узкие прокладки из красной отожженной
меди для достижения герметичности уплотнения требуют pd
порядка 8 кПмм\ а более широкие — 10—12 кПмм2.
Расстояние между болтами / зависит от р,. Можно принять
следующую ориентировочную зависимость:
Давление pi	в кГ/см*. . 3—5	6—10	10—12	15—20	20—25
Длина I ........... Ы 7d 6d	5d 4d
Здесь d — диаметр болта.
Во многих случаях выгодно делать болты из качественной
стали, чтобы уменьшить габариты соединения в целом.
При высоких давлениях прокладка закладывается в выточку
с тем, чтобы она не была выжата внутренним давлением. Это
уменьшает также нагрузку болтов.
34. Плунжера и поршни
Плунжера. Плунжера (скалки) бывают пустотелые и сплош-
ного сечения. Плунжера сплошного сечения применяются при
малых диаметрах.
ZZZZZZZZZZ
Рис. 71. Плунжера: а — закрытого типа; б — откры-
того типа
На рис. 71 представлены плунжера закрытого и открытого
типов. В цилиндрах двойного и дифференциального действия
устанавливаются только закрытые плунжера. В цилиндрах про-
стого действия могут применяться как отрытые, так и закрытые
плунжера.
564
133
Концам плунжеров быстроходных насосов для уменьшения
сопротивления при движении их в жидкости придают шаровую,
коническую или пароболическую форму.
Материалом для изготовления плунжеров при средних напо-
рах обычно служит чугун. Плунжера для высоких давлений
делаются из кованой стали. Рабочая поверхность плунжера шли-
фуется и часто полируется; она должна иметь большую твердость.
В противоположность цилиндру для плунжера наружным
давлением является ph т. е. давление внутри цилиндра, а вну-
тренним давлением р, поэтому формулы (181) и (182) примут вид
_рг1п~рАп (р~ Pi) fall
Gr	4-4	(4-4И:
_р4-р.4 (р-р/)44
°'	4-4 + (4-4)
Здесь г1п и г2п — внутренний и наружный радиусы плунжера.
Пренебрегая величиной р, получим
2	/	2 \
'"7	U99)
г2п rln \	/
И
2	/	2 \
О, =-л ^4-1+7Г-	(200)
г2«-гт \	г 1
Из этих формул видно, что > Gr. Наибольшей величины ut
достигает на внутренней поверхности плунжера, т. е. при г = г1п,
-2Pi^r.
г2п Чп
max
Отрицательный знак указывает, что кольцевые волокна плун-
жера подвержены действию сжатия.
Напряжение о, на внутренней поверхности плунжера г = г1л
равно нулю.
Для г = г2п имеем
2 । 2
Г2л Г*л .
min Pi ч о »
r2n ~ rln
Or max Pi*
Знак минус при pz показывает, что напряжение ог в радиальном
направлении является сжимающим.
Осевое сжимающее напряжение, очевидно, будет равно
^2 Pl 2	2 *
r2n~r\n
134
По теории наибольших относительных деформаций формула
для приведенного напряжения, согласно выражению (187), напи-
шется так:
О r2n	f	Г2п \
&пр — %Pl 9	2 Н I Pi 2 J Г
г2п~г1п \
Принимая р = 0,3 и приравнивая опР допускаемому напря-
жению на сжатие [о ]сж, получим
г 1	__ 1 ir2n
~2	2~ ’
r2n г1п
откуда
Г2п — Г1п
[о]сэ/с_____
[^сэс] l»7pi
С учетом повторных обточек плунжера при ремонтах оконча-
тельно получим
^2n Pin
+ <*,
(201)
где а — добавочная величина, принимаемая равной 0,3—0,7 см.
Толщина стенки плунжера
= -rln = rln(/ZS=- 1)ч а. (202)
Допускаемое напряжение на сжатие для чугуна или бронзы
[о = 600 кПсм2.
Поршни. Конструктивное выполнение поршней довольно раз-
нообразно. Поршни бывают цельные и составные (разборные).
Наибольшее применение получили поршни разборной конструк-
ции. Тело поршня обычно выполняется из чугуна.
Примеры конструктивного выполнения поршней представ-
лены на рис. 72. Поршни с одним днищем (рис. 72, а) находят
применение только в цилиндрах простого действия. Обычно пор-
шень соединяется со штоком на конус, чем обеспечивается тре-
буемая плотность посадки и облегчается съемка поршня при раз-
борке насоса.
Для создания герметичности между стенкой цилиндра (втулки)
и цилиндрической поверхностью поршня последний снабжается
уплотнением.
Следует заметить, что при применении плунжера требуется
уплотнение только наружного сальника. Неплотности наружного
сальника легче устранить, чем неплотности в уплотнении поршня,
что является значительным преимуществом плунжерных насосов.
В качестве уплотнений поршней чаще всего применяются
уплотнительные кольца, изготовленные из чугуна, эбонита,
135
текстолита. Эбонитовые кольца применяются для воды, текстоли-
товые — для нефтепродуктов. Чугунные самопружинящие кольца
находят применение как при перекачивании воды, так и нефте-
Рис. 72.’ Различные типы поршней: а — цельный пор-
шень с металлическими кольцами; б — разборный пор-
шень с металлическими кольцами; в — цельный поршень
с кольцами из текстолита; г — разборный поршень
с кожаными манжетами
продуктов. В конструктивном отношении чугунные кольца не
отличаются от поршневых колец паровых поршневых машин.
Они изготовляются из серого чугуна марок СЧ 21-40 и СЧ 18-36.
Таблица 10
Значения коэффициента Р
din D	0,3	0,4	0,5	0,6
р	2,5	1,6	1,0	0,6
Уплотнения поршней выполня-
ются также в виде манжет из кожи,
севанита, резины, прорезиненных
тканей.
Толщина стенки е поршня может
быть определена по формуле
е --
р
2
Рл<
[Olu ’
(203)
где D — диаметр цилиндра в см;
Pi — наибольшее давление в цилиндре в кГ/см2;
[п L — допускаемое напряжение, принимаемое для чугуна
равным 200—300 кПсм\
Р — коэффициент, зависящий от отношения диаметра
штока dtu к диаметру цилиндра D (табл. 10).
136
Длина поршня, как правило, не превышает 0,8D. Она зависит
в основном от числа уплотнительных колец. Обычно ставят 2—3
поршневых кольца.
Ниже приводятся основные принципы расчета прочности
чугунных поршневых колец.
Поршневое кольцо является криволинейным брусом, лежащим
в одной плоскости и нагруженным силами, действующими в этой
же плоскости. Для упрощения расчета давление на кольцо со
стороны стенки принимается равномерно распределенным.
В этом случае напряжение
изгиба в слое, находящемся на
расстоянии у от осевой линии
бруса, составит
_ _ Мгт _у_
°и~ J 'гт + У*
(204)
где М — изгибающий момент,
действующий в рас-
сматриваемом сече-
нии, в кГ-см\
гт — радиус осевой линии
тела кольца (рис. 73)
Рис. 73. К расчету прочности поршне
вого кольца
В СМ]
J — момент инерции рассматриваемого сечения кольца в ом4.
Для нахождения изгибающего момента в произвольном сече-
нии кольца ВВ (рис. 73) выделим между сечениями ВВ и DD
элементарную площадку hrmdy.
При равномерно распределенном давлении р на площадку
действует элементарная сила dp = phrmdq.
Удельное давление р здесь отнесено к осевой линии кольца.
Элементарный изгибающий момент от силы dp в сечении ВВ
2	*
dM = dPe = phrmedq = phrm sin, <p — ip) dtp,
где e — плечо изгибающего момента в см.
Изгибающий момент в сечении ВВ
л
М = phr2m J sin (ф — гр) dtp = phr2m (1 + cos гр).
Подставляя это выражение для М в формулу (204), получим
уравнение, позволяющее определять напряжение изгиба в про-
извольном слое и сечении кольца,
+ cos гр) у
J (fm + У)
(205)
564
137
Наибольшие напряжения возникают в сечении, лежащем
против замка, т. е. при ф = 0. Для наружного растянутого во-
локна у = +-^'» для внутреннего сжатого у = —
Согласно обозначениям на рис. 73 можно написать
— I s
Г a	I’m । 2
И
s
Г1 — Гт ~~ "2" ’
где s — толщина кольца.
Давление р на поверхности кольца со средним радиусом гп
заменим на давление ра на наружной поверхности кольца с ра-
диусом га через соотношение
Гт	г о
Ра = Р г ИЛИ Р = Ра—-•
г а	' т
Момент инерции
.__Zis3
— ~12 ’
Тогда наибольшее напряжение растяжения в слое на внешней
поверхности кольца
г2
Ор=12ра^-.	(206)
Наибольшее напряжение сжатия в слое на внутренней поверх-
ности кольца
г2
аяе = -12ро-^--^ = -Ор-^.	(207)
В формулы (206) и (207) не вошла высота кольца h, следова-
тельно, напряжения в кольце от нее не зависят.
Напряжение сжатия на внутренней поверхности кольца всегда
больше по абсолютной величине, чем напряжение растяжения
на наружной поверхности, так как всегда 1.
Несмотря на это, расчет прочности кольца следует произво-
дить на растяжение по формуле (206), поскольку сопротивляе-
мость чугуна растяжению значительно меньше, чем сжатию.
Удельное давление кольца на поверхность цилиндра опреде-
ляется по формуле
Ра = 12г2 '	(208)
т
Обычно удельное давление кольца на стенки цилиндра (втулки)
Ра = 0,34-0,6 кПсм*.
138
Из анализа зависимостей для радиуса кривизны и формы
кольца в свободном состоянии (который здесь не приводится)
получена формула, связывающая длину выреза / кольца в свобод-
ном состоянии с другими основными размерами кольца
г2 а
/=9,42—(209)
О Ci
Из этой формулы можно получить формулу для вычисления
напряжения на наружной поверхности кольца только в зависи-
мости от геометрических размеров кольца и свойств материала
IsE
Gp -= - 9 .	(210)
9,42г2	'	'
’ tn
Здесь Е — модуль упругости чугуна, равный 0,8 X 10е кПсм*.
Допускаемое напряжение для чугунных колец [о L = 800 ч-
ч- 1200 кПсм*.
Рис. 74. Схема поршневого кольца, изготовленного
двойной расточкой
Высота кольца h принимается в пределах- от s до 2s.
Кольца изготавливаются из пустотелой болванки. Снаружи
болванка протачивается до диаметра
£> -Ь — + //о»
где D — диаметр цилиндра (втулки);
/ — длина производимого в дальнейшем выреза;
у9 — припуск на обработку.
Внутри болванка растачивается до диаметра
D +	— 2s — yQ.
Затем из болванки (барабана) нарезаются кольца высотой h.
Эти кольца разрезаются, и часть кольца длиной / вырезается.
После этого кольцо сжимается, запаивается или скрепляется
штифтом и вторично протачивается снаружи до диаметра D,
внутри до диаметра D—2s (рис. 74).
Изготовленное таким образом кольцо стремится разжаться до
диаметра D + и поэтому при установке плотно прижимается
к стенкам цилиндра (втулки).
139
У поршневого кольца, изображенного на рис. 74, замок вы-
полнен внахлестку;’4‘чаще всего концы поршневых колец делают
скошенными под углом 45 или 60° — косой замок. Наиболее
простыми и дешевыми являются поршневые кольца с прямым
замком (концы колец срезаны под прямым углом).
Подробные сведения об уплотнении поршней даны в работах
[1, 14].	*
35.	Поршневые штоки
Поршневые штоки обычно изготовляются из стали (часто
нержавеющей). В судовых насосах, работающих на морской воде,
широко применяются специальные латуни. Штоки рассчитываются
на растяжение и проверяются на устойчивость (продольный
изгиб).
На растяжение рассчитывается внутренний диаметр dx в на-
резке хвостовика штока по наибольшей силе, действующей на
шток. Допускаемое напряжение для обыкновенной углеродистой
стали берется равным от 450 до 550 кПсм2.
Чтобы шток не терял устойчивости, действующая на него
сила должна быть значительно меньше критической.
Запас устойчивости определяется отношением
=	(211)
'max
гДе Ркр — критическая сила в кГ;
Ртах — максимальная сила, действующая на шток в кГ.
Запас устойчивдсти можно выразить и формулой
где окр — критическое напряжение, соответствующее критиче-
ской силе, в кПсм*;
всж — номинальное, действующее в поперечном сечении штока
сжимающее напряжение в кПсм\ определяемое по
формуле
'	(21S)
1Ш
где /ш — поперечное сечение стержня штока.
Из сопротивления материалов известно, что критическая сила
для сжатых стержней постоянного сечения вычисляется по фор-
муле Эйлера
р„=(214)
где J — момент инерции поперечного сечения стержня в см4;
I — длина стержня в см;
v — коэффициент, зависящий от способа закрепления концов
стержня.
140
Критическое напряжение при этом равно
__ л2Е
°кр X2 ’
(215)
где — так называемая гибкость стержня, определяемая по
формуле
Здесь iu — радиус инерции поперечного сечения, вычисляемый
по формуле
iu = Ут •	(216)
Для круглого сечения iu = где dtu—диаметр стержня.
При критических напряжениях, больших чем предел пропор-
циональности, формулу Эйлера нельзя применять.
Условием применимости формулы Эйлера является
(217)
г ипр
где опр— предел пропорциональности в кПсм2.
Это условие для сталей 45 и 35, из которых изготовляются
штоки, если принять спр 2500 кПсм2 и Е = 2,1 • 10е кГ!см\
принимает вид
\ > 90.
С другой стороны, принимая для штоков v = 1 (шарнирное
закрепление концов), получим
А»--Л.
с hl
Следовательно, формулу Эйлера для штоков используют в том
случае, когда
4- > 90.	(218)
1и
Если это условие не удовлетворяется, применяют формулу
Ф. С. Ясинского, которая дает хорошие результаты при Хс < 90.
Формула Ясинского имеет вид
вкР - Со — икс +• Ькс-	(219)
Для среднеуглеродистых сталей, к которым можно отнести
стали 45 и 35, коэффициенты о0, аиЬ, входящие в формулу Ясин-
ского, имеют следующие численные значения: Со “ 3385 кПсмУ,
а = 14,8 кПсм? и b = 0.
141
Поэтому формула (219) принимает вид
окр = 3385 — 14,8ХС.	(220)
Запас устойчивости для штоков, вычисляемый из отношения
(212), должен быть

36.	Сальники
Сальники уплотняют шток поршня или плунжер с целвю
предотвращения утечки жидкости из насоса и проникновения
в него воздуха.
В зависимости от рода, температуры и давления перекачивае-
мой жидкости применяются сальниковые набивки: хлопчато-
Рис. 75. Обыкновенный сальник
с мягкой набивкой:
/ —сальниковая коробка; 2 — на-
бивка; 3 — нажимной стакан;
4 — шпилька; 5—грунд-букса;
6 — поршневой шток
Рис. 76. Сальник с разде-
лительным кольцом:
/ — разделительное кольцо;
2—отверстие в стенке саль-
никовой коробки
Рис. 77. Обык-
новенный саль-
ник с водяным
охлаждением
бумажная мягкая, просаленная, прографиченная или пропи-
танная тальком, манжетные кожаные, манжетные из резины и
прорезиненных тканей, кольца из белого металла и др.
На рис. 75 изображен сальник с мягкой набивкой. Набивка
укладывается в сальник отдельными кольцами, стыки которых
скашиваются и смещаются один по отношению к другому. Подтя-
гиванием сальника достигается требуемое уплотнение. Однако
при больших давлениях в рабочей камере, когда для предотвра-
щения утечек надо сильно затянуть сальник, могут возникнуть
значительное трение и повышенный износ.
Более совершенная конструкция сальника представлена на
рис. 76.
Среди набивки сальника помещено полое разделительное
кольцо /, называемое фонарным кольцом. Через радиальные
отверстия, имеющиеся в этом кольце, жидкость, просачивающаяся
сквозь набивку, отводится к отверстию 2 в стенке сальниковой
142
коробки. Далее просачивающаяся жидкость по трубке отводится
в сборный бак или во всасывающую полость насоса.
Вместо отвода жидкости из сальника разделительное кольцо
может быть использовано для подвода в сальник специальной
уплотняющей или смазывающей шток жидкости, например масла.
Если будем поддерживать в уплотняющей жидкости давление
более высокое, чем максимальное в рабочей камере, то в сальнике
создается так называемый гидравлический затвор, не позволяю-
щий проникать перекачиваемой жидкости через сальник. Уста-
Рис. 78. Сальники с манжетным уплотнением
новка сальника с гидравлическим затвором в насосах с давлением
в рабочей камере при всасывании меньше атмосферного, устраняет
возможность протечек воздуха в насос.
Сальники некоторых насосов имеют два фонарных кольца,
причем через одно из них отводится просачивающаяся жидкость,
к другому подводится смазка.
В насосах, предназначенных для перекачивания горячих
нефтепродуктов, применяются сальники с водяным охлаждением.
Дело в том, что проникновение горячих нефтепродуктов через
сальник наружу может привести к воспламенению их в резуль-
тате контакта с атмосферным воздухом. Обыкновенный сальник
с водяным охлаждением показан на рис. 77.
На рис. 78 показаны примеры сальников с манжетным уплот-
нением
Сальник на рис. 78, а имеет П-образные кожаные манжеты.
Под каждой манжетой установлено опорное кольцо. У сальника
на рис. 78, б манжетное уплотнение выполнено в виде кольцевой
набивки из прорезиненной ткани. Особенностью манжетного
уплотнения на фиг. 78, в является то, что между манжетами
143
вставлены клинья из белого металла, образующие после прира-
ботки сплошную цилиндрическую поверхность.
Манжеты выдерживают очень высокое давление и с его повы-
шением автоматически увеличивают герметичность соединения.
Однако они применимы для перекачивания только холодных
жидкостей. Хромовая кожа выдерживает температуру до 85° С,
материалы на резиновой основе — до 45° С.
При высоких температурах и давлениях перекачиваемой жид-
кости находят применение полуметаллические набивочные кольца
и металлическая набивка.
Рис. 79. Полуметаллические
набивочные кольца
Рис. 80. Сальник с металлической на-
бивкой
Полуметаллические кольца устанавливаются в сальник вместо
мягкой набивки и состоят (рис. 79) из оболочки /, выполненной
из мягких сплавов, и упругой мягкой сердцевины 2 (обычно
асбестовых волокон с графитом), постепенно выдавливаемых при
подтягивании сальников через отверстие 3 и создающих уплот-
нение рабочих поверхностей.
Металлическая набивка (рис. 80) состоит из колец 2 треуголь-
ного сечения, изготовленных из мягких антифрикционный спла-
вов и разрезанных на две половины, чередующихся с разрезными
бронзовыми кольцами /, прижимаемыми к внутренней поверх-
ности коробки сальника. Для достижения большей эластичности
сальник снабжается кольцом мягкой набивки 3.
Более подробные сведения о сальниках и их набивках даны
в работах [1, 4, 14].
37.	Клапаны
Как уже указывалось ранее, поршневые насосы снабжаются
преимущественно клапанами с пружинной нагрузкой. Наиболь-
шее распространение получили металлические (стальные и брон-
зовые) тарельчатые и кольцевые клапаны. Пример конструктив-
ного выполнения тарельчатого клапана дан на рис. 26, а, коль-
цевого — на рис. 26, б.
Типовую конструкцию кольцевых клапанов можно видеть на
рис. 81. Клапаны литые с нагрузкой пружиной «по центру».
На рис. 82 изображены пластинчатые клапаны. Каждый кла-
пан нагружен тремя пружинами, расположенными по окружности.
Пружины имеют индивидуальную регулировку.
144
О
X
>
Чиняев
Рис. 81. Кольцевые клапаны:
а — всасывающий и нагнета-
тельный клапаны насоса
ЭНП-4 (см. рис. 87); б—кла-
пан насоса П75 17]
Рис. 82. Пластинчатые всасываю-
щий и нагнетательный клапаны
На рис. 83 изображена конструкция неметаллического клапана.
Для изготовления тарелок неметаллических клапанов применяются
различные пластические материалы в зависимости от условий ра-
Рис. 83. Неметаллический
клапан
Рис. 84. Шаровой клапан
Рис. 85. Предохранительный клапан:
I — корпус; 2 — винт; 3 — пружина;
4 — тарелка; 5 — седло
боты, создаваемого насосом давления и перекачиваемой жидкости.
Обычно применяются резина, кожа, пластмассы.
Неметаллический клапан
прост в изготовлении и эксплуа-
тации, не требует притирки и
герметичен.
Для придания необходимой
жесткости неметаллическим та-
релкам 1 их армируют армату-
рой 2, в результате чего полу-
чают композитные клапаны.
Неметаллические клапаны мо-
гут быть и без арматуры.
Для насосов, перекачиваю-
щих загрязненную жидкость,
применяют шаровые клапаны,
в которых запорным устрой-
ством служит шар (рис. 84).
Помимо рассмотренных кла-
панов, служащих для изолиро-
вания и периодического сообще-
ния рабочей камеры со вса-
сывающим и нагнетательным
трубопроводами, поршневой на-
сос снабжается предохранительным клапаном. Дело в том, что если
нагнетательный трубопровод перекрыть задвижкой, то давление,
развиваемое насосом, возрастет до предела, при котором могут
146
остановиться двигатель насоса или разорваться трубопровод или
корпус насоса. Предохранительный клапан при повышении дав-
ления сверх установленного автоматически открывается и пере-
пускает жидкость из нагнетательной полости насоса во всасы-
вающую. Иногда предохранительный клапан устанавливается
на нагнетательном трубопроводе.
В насосных установках чаще всего применяются предохрани-
тельные клапаны, снабженные пружиной, которая удерживает
клапан в закрытом положении при нормальном давлении. Эта же
пружина в случае срабатывания клапана при дальнейшем пони-
жении давления до нормального вновь закрывает клапан.
Типовая конструкция предохранительного клапана представ-
лена на рис. 85. Такой клапан установлен на насосе ЭНП-4.
При давлении 3 кПсм? клапан полностью закрыт, а при давле-
нии 5—5,5 кПсм? жидкость полностью перепускается из нагне-
тательной полости во всасывающую. Натяжение пружины регу-
лируется при помощи винта.
Расчет клапанов рабочих камер насосов изложен в п. 18. Что
касается расчета предохранительных клапанов, то он приводится
во многих справочниках и, в частности, в справочном пособии [11.
ГЛАВА V
КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Конструктивное выполнение поршневых насосов весьма разно-
образно. В настоящей главе помещены некоторые примеры кон-
струкций приводных и прямодействующих поршневых насосов.
Наиболее полно конструкции поршневых насосов представлены
в каталогах-справочниках по насосам.
38.	Приводные насосы
Поршневой электроприводной насос ЭНП-7. На рис. 86 пред-
ставлен вертикальный двухцилиндровый насос четверного дей-
ствия ЭНП-7. Насосы этой марки используются для перекачи-
вания пресной и соленой воды, а также нефтепродуктов.
Основные технические данные насоса
Подача Давление нагнетания		 Вакуумметрическая высота всасывания при пере- качивании воды с температурой до 30° С . . . Число оборотов коленчатого вала насоса Диаметр цилиндра Ход поршня Мощность ...	... Габаритные размеры насоса с электродвигателем:	78 м3/ч 5 кГ/см2 5,5 м вод. ст. 71 об/мин 180 леи 200 мм 20 кет
длина ширина высота Вес насоса	1260 мм 835 мм 1700 леи 1920 кг
Насос имеет два цилиндра
чугуна в общем блоке. Каждый
кой, отлитой из латуни. Между
всасывающего колпака.
двойного действия, отлитые изг
цилиндр снабжен вставной втул-
цилиндрами расположена камера
148
Рис. 86. Продольный разрез поршневого электроприводного
насоса ЭНП-7:
/ — нижняя часть рамы; 2 — цилиндр; 3 — поршень; 4 — поршневое
кольцо; 5 — втулка цилиндра; 6—поршневой шток; 7—всасывающий
воздушный колпак; в — верхняя часть рамы; 9 — направляющие;
10 — шатун; 11 — коленчатый вал; 12 — ползун; 13 — колонна;
14 — нагнетательный клапан; 15 — всасывающий клапан
149
Насос приводится в действие от электродвигателя через зуб-
чатый редуктор. Редуктор и электродвигатель соединены между
собой при помощи эластичной муфты.
Блок цилиндров и электродвигатель смонтированы на нижней
части рамы. Редуктор и коленчатый вал укреплены на верхней
части рамы.
Верхняя и нижняя части рамы соединены болтами. Для при-
дания жесткости верхняя рама с передней стороны поддержи-
вается двумя колоннами.
В блоке жидкостных цилиндров размещены четыре всасываю-
щих и четыре нагнетательных кольцевых клапана.
Поршни изготовляются для воды из латуни и для нефтепродук-
тов из чугуна. Поршневые кольца — эбонитовые для воды и тек-
столитовые для нефтепродуктов.
Всасывающий патрубок расположен спереди насоса в нижней
части цилиндрового блока, нагнетательные патрубки — по бо-
кам с обеих сторон блока. Один нагнетательный патрубок исполь-
зуется для присоединения нагнетательного трубопровода, другой—
для установки предохранительного клапана.
Смазка узлов трения привода производится централизованно
под давлением от специального шестеренчатого насоса.
Насос выпускается с электродвигателями переменного и по-
стоянного тока. Он может спариваться также с двигателем вну-
треннего сгорания.
Поршневой электроприводной насос ЭНП-4. Конструктивное
устройство этого насоса представлено на рис. 87. Насос — верти-
кальный, двухцилиндровый, четверного действия. Он предназна-
чен для перекачивания пресной и соленой воды, а также темных
нефтепродуктов.
Основные технические данные насоса
Подача...................................... 25 м3/ч
Давление нагнетания ........................ 3 кГ/см3
Вакуумметрическая высота всасывания при пере-
качивании воды с температурой до 30° С . . . 5,5 м вод. ст.
Число оборотов коленчатого вала насоса	101 об/мин
Диаметр цилиндра ................... 100 мм
Ход поршня ....	150 мм
Электродвигатель
тип ...	.	АМ62-6
мощность	. .	6 кет
род тока ...	Переменный
число оборотов	960 об/мин
напряжение............................. 220 и 380 в
Габаритные размеры насоса с электродвигателем:
длина............................................ 920	мм
ширина	  550	мм
высота	  1500	мм
Вес насоса ..................................... 570	кг
Вес насоса с электродвигателем.................. 732	кг
1Б0
Рис. 87. Продольный
разрез поршневого
электроприводного на-
соса ЭНП-4:
/ — цилиндр; 2 — пор-
шень; 3 — втулка цилин-
дра; 4— поршневой шток;
5 — всасывающий воз-
душный колпак; 6—ша-
тун; 7—коленчатый вал;
8 — электродвигатель;
9—верхняя часть рамы;
10 — направляющие;
И — ползун; 12 — ко-
лонна*. 13 —нагнетатель-
ный клапан; 14 — всасы-
вающий клапан; 15 —
нижняя часть рамы
151
Насос приводится в действие от электродвигателя через зуб-
чатый редуктор. Соединение редуктора и электродвигателя осу-
ществлено при помощи эластичной муфты.
Насос в сборе смонтирован на стальной сварной раме, состоя-
щей из двух частей — верхней и нижней, соединенных между
собой четырьмя колоннами. Чугунный блок цилиндров укреплен
на нижней части рамы, а коленчатый вал, редуктор и электро-
двигатель смонтированы на верхней ее части.
В блоке цилиндров размещены четыре всасывающих и четыре
нагнетательных кольцевых клапана. Каждый цилиндр имеет
вставную втулку, отлитую из латуни. Между цилиндрами распо-
ложена камера всасывающего воздушного колпака.
У насосов, используемых для перекачивания воды, поршень
имеет эбонитовые кольца; насосы, предназначаемые для пере-
качивания темных нефтепродуктов, снабжаются поршневыми коль-
цами, выполненными из текстолита.
Передача движения поршням от коленчатого вала осуществ-
ляется шатунами 6, связанными со стальными ползунами 11.
К торцам ползунов на резьбе и с помощью контргайки прикреп-
лены штоки 4. Ползуны ходят по чугунным направляющим 10.
Смазка механизма привода осуществляется шестеренчатым
насосом, смонтированным на корпусе редуктора. Смазочное масло
содержится в баке, установленном на нижней части рамы.
Плунжерный электроприводной насос Т-15/20. Насос Т-15/20 —
горизонтальный, трехплунжерный, тройного действия (рис. 88).
Он предназначен для перекачивания смолы с температурой от
60 до 250° С и вязкостью соответственно от 220 до 1 сст. Насос
может использоваться также для перекачивания воды.
Основные технические данные насоса
Подача.................................... .	.	15 ж3/ч
Давление нагнетания .......................... 20 кГ/см2
Вакуумметрическая высота всасывания при пере-
качивании воды с температурой до 30° С ... . 6 м вод. ст.
Диаметр плунжера	82 мм
Ход плунжера	120 мм
Число оборотов коленчатого вала насоса	150 об/мин
Электродви гател ь:
тип . . .	МА-144-2/8
мощность . .	15 кет
число оборотов	................ 735 об/мин
Габаритные размеры насоса с электродвигателем:
длина ....	1760	мм
ширина . .	1000	мм
высота....................................... 1288	мм
Вес насоса с электродвигателем	1500	кг
152
Все три цилиндра насоса отлиты из чугуна в одном блоке.
В цилиндровом блоке размещены три всасывающих и три нагне-
тательных стальных тарельчатых клапана.
Механизм приводной части насоса размещен внутри чугунной
станины 13. Станина соединена с блоком цилиндров при помощи
сальниковой коробки 5, имеющей охлаждение.
Рис. 88. Продольный разрез плунжерного электропр и водного насоса Т-15/20:
1 — цилиндр; 2 — всасывающий клапан; 3 — нагнетательный клапан; 4 — плунжер;
5 — коробка сальника; 6 — электродвигатель; 7 — клиноременная передача; 8 — веду-
щий вал; 9 и 10 — косозубые шестерни; 11 — коленчатый вал; 12 — шатун; 13 — ста-
нина; 14 — ползун
Плунжера насоса выполнены сварными из стали. Ползуны
отлиты из чугуна.
На станине насоса смонтирован электродвигатель 6, связан-
ный с ведущим валом 8 посредством клиноременной передачи.
Передача вращения от вала 8 к коленчатому валу 11 осуществ-
ляется через косозубые шестерни 9 и 10.
Валы лежат в роликовых подшипниках.
Подача масла к узлам трения приводной части насоса осу-
ществляется шестеренчатым масляным насосом, приводимым
153
Рис. 89. Плунжерный электроприводной насос с регулируемой подачей
(поперечный разрез)
154
в действие от коленчатого вала. Масляный насос крепится к ста-
нине. Смазочное масло помещается внутри станины.
Плунжерный электроприводной насос с регулируемой подачей.
На рис., 89 показан плунжерный насос тройного действия с регу-
лируемой подачей фирмы «Адрич — Грофер». Такого типа насосы
встречаются в судовых котельных установках высокого давления.
Регулирование подачи осуществляется изменением хода плун-
жеров.
Насос смонтирован в закрытом корпусе вместе с электродви-
гателем 6. Электродвигатель через редуктор 5, состоящий из
шестерен с шевронным зацеплением, приводит во вращение ко-
ленчатый вал 3.
В отличие от насосов с постоянным ходом поршня у рассма-
триваемого насоса шатун 2 присоединен к ползуну не непосред-
ственно, а при помощи рычага 13. Верхний конец этого рычага
при помощи пальца 12 связан с ползуном //, перемещающимся
по прямолинейным направляющим 4; нижний же конец снабжен
ползунком 14, скользящим по криволинейным направляющим
башмака 15. Шатун 2 присоединен к промежуточной точке
рычага.
Башмак может поворачиваться в подшипниках своих цапф
в зависимости от перемещения поршня цилиндра 1, происходящего
от изменения уровня в котле.
Направляющие башмаки имеют постоянный радиус кривизны,
вследствие чего при положении башмака, указанном на рис. 89
сплошными линиями, плунжер 7 не будет совершать возвратно-
поступательного движения и подача насоса будет равна нулю.
При положении башмака, показанном пунктиром, ход плунжера —
максимальный.
Промежуточным положениям башмака соответствуют проме-
жуточные (между нулевым и максимальным) ходы плунжера,
а следовательно, и подачи.
Все три цилиндра насоса выполнены в общем блоке 9. Каждый
цилиндр имеет всасывающий 10 и нагнетательный 8 клапаны.
Коленчатый вал и валы шестерен лежат в опорно-упорных роли-
ковых подшипниках. Масло к узлам трения привода подается
шестеренчатым насосом.
Электродвигатель соединен с редуктором эластичной муфтой,
с
39.	Паровые прямодействующие насосы
Сдвоенные паровые прямодействующие насосы. Как уже отме-
чалось ранее, сдвоенные прямодействующие насосы выполняются
только четверного действия. Ниже рассматриваются две конст-
рукции этих насосов.
На фиг. 90 изображен горизонтальный сдвоенный паровой
прямо действующий насос ПНП-12.
155
СП
о
Рис. 90. Продольный разрез сдвоенного парового прямодействующего насоса ПНП-12:
I — блок паровых цилиндров; 11 — промежуточная часть; III — блок жидкостных цилиндров:
1 — паровой цилиндр; 2 — паровой поршень; 3—поршневое кольцо; 4—золотниковая втулка; 5 — цилиндрический золот-
ник; 6 — золотниковое кольцо; 7 —41 сленка; 8 —сальник золотниковой коробки; 9 — золотниковый шток; 10—стойка
рычагов парораспределения; 11—жидкостной цилиндр; — всасывающий клапан; 13—нагнетательный клапан; 14 — уста-
новочный винт; 15 — втулка цилиндра; 16 — жидкостной поршень; 17 — поршневое кольцо; 18 — сальник жидкостного
цилиндра; 19 и 21 — части поршневого штока; 20 — резьбовая соединительная муфта; 22 — сальник парового цилиндра.
Основные технические данные насоса
Подача ...................................
Давление нагнетания.......................
Вакуумметрическая высота всасывания: . . .
при перекачивании воды с температу-
рой до 30° С.............................
при перекачивании темных нефтепродук-
тов с вязкостью до 110° Е.........
Число двойных ходов поршня в минуту . . .
Диаметр паровых цилиндров............
Диаметр жидкостных цилиндров
Ход поршней ..............................
Давление свежего пара перед золотниковой
коробкой .................................
Температура перегретого пара
Давление отработавшего пара...............
Удельный расход пара (на 1 л. с. ч. полезной
мощности):
перегретого ....................
насыщенного..........
Габаритные размеры насоса:
длина ..................................
ширина .............................
высота..............................
Вес насоса ...............................
2,0 м3/ч
20 кГ/см3
6 м вод. ст.
4,5 м вод. ст.
60-
120 дв. ход/мин
75 мм
42 мм
75 мм
12 ата
270° С
3 ата
68 кг/л. с. ч
98 кг/л. с. ч
805 мм
420 мм
380 мм
133 кг
Насос состоит из двух основных частей: блока паровых цилин-
дров / и блока жидкостных цилиндров III. Оба блока соединены
между собой промежуточной частью II, отлитой за одно целое
с паровым блоком. На промежуточной части II установлена
стойка 10 рычагов механизма парораспределения, осуществляе-
мого цилиндрическими золотниками 5, расположенными в золот-
никовых коробках. Действие механизма парораспределения
у сдвоенных насосов описано в п. 22.
Чугунные блоки жидкостных и паровых цилиндров имеют
опоры, с помощью которых насос устанавливается на фундамент.
Насос имеет четыре всасывающих и четыре нагнетательных
тарельчатых клапана. Паровой поршень выполнен цельным,
а жидкостной поршень — составным. Каждый жидкостной ци-
линдр снабжен сменной втулкой.
Поршневые штоки состоят из двух частей, соединенных между
собой резьбовой муфтой.
Смазка рабочих поверхностей внутри парового блока произ-
водится масленкой 7. Все шарнирные соединения смазываются
вручную.
561
137
Рис. 91. Продольный раз-
рез сдвоенного парового
прямодействующего насо-
са ПНП-2:
1 — всасывающий клапан;
2 — нагнетательный клапан;
3—кронштейн кривошипных
валиков; 4 —- колонны;
5 — цилиндрический золот-
ник; 6 —золотниковая втул-
ка; 7 — масленка; 8 — паро-
вой цилиндр; 9 — паровой
поршень; 10 — жидкостной
цилиндр; 11 — жидкостной
поршень; 12 — втулка ци-
линдра; 13 — сварная рама
158
На рис. 91 показан продольный разрез вертикального сдвоен-
ного парового прямодействующего насоса ПНП-2.
Основные технические данные насоса
Подача .................................... 20—52 мй/ч
Давление нагнетания........................ 8 кГ/см2
Вакуумметр и чес кая высота всасывания: . . .
при перекачивании воды с температурой
до 30° С................................... 6 At вод. ст.
при перекачивании темных нефтепродук-
тов с вязкостью до 110° Е............ 4 м вод. ст.
Число двойных ходов поршня в минуту . . .	23—
50 дв. ход/мин.
Диаметр паровых цилиндров....................... 210	мм
Диаметр жидкостных цилиндров ................... 175	мм
Ход поршней .................................... 195	мм
Давление свежего пара перед золотниковой
коробкой ........................................ 12	ата
Температура перегретого пара	270° С
Давление отработавшего пара...................... 3	ата
Удельный расход пара (на 1л с. ч. полезной
мощности):
перегретого ............................... 26 кг/л. с. ч.
насыщенного.......................... 35 кг/л. с. ч
Габаритные размеры насоса:
длина ч........................................ 785	мм
ширина.................................... 655	мм
высота.................................... 1700	мм
Вес насоса................................. 685 кг
Насос состоит из блока паровых цилиндров и блока жидкостных
цилиндров, соединенных между собой колоннами, причем жидкост-
ные цилиндры всегда располагаются внизу, а паровые — вверху.
Конструктивное устройство насоса легко понять из чертежа.
Одиночные паровые прямодействующие насосы. Существует
много конструкций одиночных прямодействующих насосов. Мы
остановимся на двух из них, получивших наибольшее распро-
странение.
На рис. 92 показан одиночный паровой прямодействующий на-
сос с двумя цилиндрическими золотниками. Паровая часть такого
насоса подробно описана в п. 22. Что касается жидкостной части
насоса, то она достаточно ясно видна из чертежа и пояснений не
требует.
Особого внимания заслуживают одиночные прямодействующие
насосы с одним коробчатым и одним цилиндрическим золотником,
так как они могут работать с расширением пара, что делает их
более экономичными в сравнении с другими прямодействующими
насосами. Насос такого типа, имеющий марку ПНП-13, показан
на рис. 93.
159
Рис. 92. Продольный разрез оди-
ночного парового прямодействую-
щего насоса с двумя цилиндриче-
скими золотниками
Рис. 93. Продольный разрез одиноч-
ного парового прямодействующего на-
соса ПНП-13:
/—штырь, вставленный свободно в муфту,
соединяющую штокн поршней; 2 — золот-
никовая коробка; 3—золотниковый шток;
4—шарнир; 5—золотниковая тяга; 6—ры-
чаг второго рода; 7—установочные гайкн;
8 — стойка
160
Насос ПНП-13 предназначен для питания паровых котлов и
получил широкое применение на пароходах. Насос может рабо-
тать как на перегретом, так и на насыщенном паре.
Основные технические данные насоса
Подача ................... .............. 3,5—15 м3/ч
Давление нагнетания...................... 33,5 кГ/см2
Вакуумметрическая высота всасывания при пе-
рекачивании воды с температурой до 30° С 5,5 м вод. ст.
Число двойных ходов поршня в минуту . . . 9—30 дв. ход/мин
Диаметр парового цилиндра .	. .	230 мм
Диаметр жидкостного цилиндра . .	150 мм
Ход поршней ............................. 300 мм
Давление свежего пара перед золотниковой ко-
робкой ...................................... 23	ата
Температура перегретого пара .	320° С
Давление отработавшего пара.............. 3 ата
Удельный расход пара (на 1 л. с. ч полезной
мощности):
перегретого ........................... 18	кг/л. с. ч
насыщенного..........	25 кг/л. с. ч
Габаритные размеры насоса:
длина................	740 мм
ширина . . .	800 мм
высота ....	1875 мм
Вес насоса ....	745 кг
Паровой и жидкостной цилиндры — чугунные, соединены
двумя стальными колоннами. Жидкостной цилиндр отлит за одно
целое с клапанной коробкой, в которой на четырех досках разме-
щены двенадцать бронзовых клапанов с направляющими ребрами,
из них шесть всасывающих и шесть нагнетательных. В жидкостной
цилиндр запрессована латунная втулка.
В передней части парового цилиндра смонтирована золотнико-
вая коробка, отлитая из чугуна. К золотниковой коробке и жид-
костному цилиндру прикреплена стойка механизма парораспреде-
ления. Парораспределение осуществляется при помощи двух
золотников, один из которых главный цилиндрический, другой —
вспомогательный, плоский. Главный золотник управляет впуском
пара в цилиндр и выпуском из него. Вспомогательный золотник
управляет механизмом переброски главного золотника и пере-
мещается при помощи рычага от поршневого штока.
Паровой поршень — чугунный с чугунными уплотнительными
кольцами. Жидкостной поршень — латунный, с уплотнительными
кольцами, выполненными из текстолита.
Поршневой шток состоит из двух половин, соединенных между
собой резьбовой муфтой. Сальник парового цилиндра снабжен
металлической набивкой. Сальник жидкостного цилиндра имеет
бумажную пропитанную набивку. Смазка золотников, рабочих
поверхностей внутри парового цилиндра, сальников парового
цилиндра и золотниковой коробки производится пресс-масленками.
11 И- А Чиняев
161
Рассмотрим устройство органов парораспределения этого
насоса.
В золотниковой коробке 2 (рис. 94) размещены главный ци-
линдрический золотник 5 с плоским срезом, движущийся горизон-
тально по золотниковому зеркалу коробки, и вспомогательный
плоский золотник 6, движущийся вертикально по плоскому срезу
главного золотника от золотникового штока 4. На цилиндриче-
скую часть главного золотника надеты два стакана /, которые
можно поворачивать при помощи рычажков 3. Свежий пар посту-
Рис. 94. Золотниковая коробка насоса ПНП-13
пает в золотниковую коробку по патрубку 7, а отработавший пар
уходит в трубу отработавшего пара через патрубок 8.
Золотниковый шток 3 (рис. 93), а следовательно, и вспомога-
тельный золотник, приводятся в движение рычагом второго рода 6,
один конец которого закреплен шарнирно на стойке 5, а другой
конец проходит через отверстие в штыре /, который вставлен
свободно в муфту, соединяющую штоки поршней, и может в ней
вращаться. Через отверстие в рычаге свободно проходит золот-
никовая тяга 5, на которую надеты установочные гайки 7. Золот-
никовая тяга соединена с золотниковым штоком при помощи спе-
циального шарнира 4. Этот шарнир имеет пальцы, служащие
опорой съемного рычага (на рис. 93 не показан), при помощи
которого может производиться сдвиг вспомогательного золотника
от руки.
162
На рис. 95, а изображен главный цилиндрический золотник.
Он имеет три полости: среднюю /, левую 11 и правую ///.Полость /
связана с цилиндрической поверхностью двумя прямоугольными
каналами 7 и 8, а с плоским срезом — каналом 3. Полость //
связана с цилиндрической поверхностью Г-образным каналом 9,
а с плоским срезом — каналом /. Аналогично полость /// —
Г-образным каналом 6 и каналом 4. Кроме того, плоский срез
9 8 16
Рис. 95. Золотники насоса ПНП-13: а — цилиндриче-
ский золотник; б — плоский золотник; в — стакан-
главного золотника
главного золотника соединен с торцовыми поверхностями кана-
лами 2 и 5, имеющими во входной части фигурную форму.
На рис. 95, б показан вспомогательный плоский золотник.
Этот золотник с одной стороны имеет приливы для установки зо-
лотникового штока, а с другой —фигурный вырез 1. На рис. 95, в
изображен стакан, имеющий вырез /, по форме совпадающий
с нижней частью ответвления Г-образного канала золотника.
Зеркало золотниковой коробки, по которому движется главный
золотник (рис. 94), имеет три канала: /, соединяющий золотнико-
вую коробку с нижней полостью парового цилиндра, // — с тру-
бой отработавшего пара и /// — с верхней полостью цилиндра.
Проследим за работой насоса (рис. 93—96). Предположим, что
поршни насоса стоят в крайнем нижнем положении. Тогда в ниж-
нем положении будет и вспомогательный золотник (рис. 96, а).
11*	.	1G3
Следовательно, на плоском срезе главного золотника будут от-
крыты каналы / и II.	J
Свежий пар, омывающий вспомогательный золотник снаружи,
через фигурный канал II попадает в пространство между левым
торцом главного золотника и левым поворотным стаканом. В то же
время пар, находящийся между правым торцом главного золот-
ника и правым поворотным стаканом, по фигурному каналу 5
(рис. 95, а) попадает в фигурный вырез 1 (рис. 95, б) на золотни-
Рис. 96. Схемы путей пара в зо-
лотниковой коробке насоса
ПНП-13: а — при нахождении
поршней в крайнем нижнем по-
ложении; б — при ходе поршней
вверх; в — при ходе поршней
вниз
ковом зеркале вспомогательного золотника, а оттуда через ка-
нал 3 (рис. 95, а) — в среднюю полость I главного золотника.
В то же время через канал 1 свежий пар поступит в левую по-
лость // главного золотника. Под действием разности давлений
пара на левый и правый торцы главного золотника последний
переместится вправо. При этом соответственно совпадут каналы
на цилиндрической поверхности золотника и каналы на золотни-
ковом зеркале: 6 с 1, 5 с 2 и 4 с 3 (рис. 96, б). Таким образом,
свежий пар будет поступать в нижнюю полость парового цилиндра
насоса, а отработавший пар из верхней полости парового цилиндра
будет уходить в трубу отработавшего пара через каналы 3, 4, 5, 2.
Паровой и жидкостной поршни насоса начнут двигаться вверх.
В жидкостном цилиндре будет происходить всасывание в нижнюю
полость и нагнетание из верхней.
При движении поршней вверх на протяжении примерно 0,6
их хода вспомогательный и главный золотники стоят на месте.
1GI
Затем рычаг 6 (рис. 93) начинает нажимать на верхнюю устано-
вочную гайку 7 золотниковой тяги 5, отчего вспомогательный
золотник начнет перемещаться вверх. Когда поршни пройдут
от нижней мертвой точки путь, примерно равный 0,8 их хода,
вспомогательный золотник закроет окна каналов 1 и /1 (рис. 96, а)
и произведет отсечку впуска пара в цилиндр.
Когда поршни насоса и вспомогательный золотник придут
в крайнее верхнее положение, то на плоском срезе главного зо-
лотника окажутся открытыми для впуска свежего пара каналы 4
и 5 (рис. 95, а). Свежий пар по фигурному каналу 5 попадет в про-
странство между правым торцом главного золотника и стаканом,
а пар, находившийся за левым торцом, начнет уходить по каналу 2.
Под действием разности давлений главный золотник переместится
влево. При этом соответственно совпадут каналы на цилиндриче-
ской поверхности золотника и золотниковом зеркале 6 с /, 5 с 2
и 4 с 3 (рис. 96, в) и свежий пар по каналам 3 и 4 (рис. 96, в) и
каналу 4 (рис. 95, а) будет поступать в верхнюю полость цилиндра,
а отработавший пар из нижней полости цилиндра будет уходить
по каналам /, 6, 5, 2 (рис. 96, в) в трубу отработавшего пара.
Паровой и жидкостной поршни насоса пойдут вниз. В верхней
полости жидкостного цилиндра начнется всасывание, а в нижней —
нагнетание. В дальнейшем цикл работы повторяется.
Для предотвращения ударов главного золотника о стаканы
при его переброске паром вырез 1 (рис. 95, б) под спинкой вспомо-
гательного золотника имеет фигурную форму, благодаря которой
выпуск пара из пространства за торцом главного золотника пре-
кращается раньше прихода его в крайнее положение, чем создается
паровая подушка.
В одиночных насосах возможна остановка как главного, так
и вспомогательного золотников в таком положении, что при по-
следующем пуске поршни не будут страгиваться с места. Если
главный золотник перекрыл пролеты в золотниковом зеркале,
то ручкой 3 (рис. 94) поворачивается один из стаканов 1 до совпа-
дения его выреза 1 (рис. 95, в) с Г-образным каналом 9 или 6
главного золотника 5 (рис. 95, а), благодаря чему свежий пар по-
ступит в одну из полостей цилиндра. Когда поршни сдвинутся,
стакан установится в первоначальное положение. Если вспомога-
тельный золотник 6 перекрывает все каналы на плоском срезе,
то на цапфы шарнира 4 и стойки 8 (рис. 93) надевается специаль-
ный съемный рычаг (на рис. 93 не показан) и вручную путем
нажима на правый конец рычага кверху или книзу'*вспомога-
тельный золотник перемещается в желаемую сторону.
ГЛАВА VI
ИСПЫТАНИЯ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
40.	Цель и основные условия проведения испытаний
Испытания поршневых насосов в общем случае имеют своей
целью:
1)	определение соответствия действительных параметров на-
соса (подачи, напора, мощности и других данных) расчетным;
2)	выявление границ рационального использования данного
насоса;
3)	получение опытных материалов, необходимых для после-
дующего проектирования.
Проводимые на заводах испытания насосов бывают двух видов:
1) испытания головных насосов;
2) испытания серийных насосов.
Головным насосом считается первый насос, построенный по
данным чертежам на данном заводе. Все следующие за головным
образцом насосы, выполненные по тем же чертежам, являются
серийными.
Во время испытаний головного насоса проводятся все те опыты,
которые необходимы для всестороннего исследования работы и
получения исчерпывающих характеристик данного насоса.
Испытания серийных насосов проводятся, как правило, только
с целью проверки гарантийных данных.
Головной и серийные насосы испытываются по заранее разра-
ботанной программе.
Основные условия проведения испытаний насосов состоят
в следующем:
1)	перед началом испытания насоса производится наружный
осмотр для проверки соответствия его чертежам;
2)	все измерительные приборы, применяемые при испытании,
должны быть тщательно опробованы и проверены;
3)	при работе насоса не должно быть протечек жидкости в со-
единениях насосной установки;
166
4)	записи показаний приборов производятся только на уста-
новившемся режиме;
5)	замеры и записи значений величин во время испытаний
должны выполняться одновременно;
6)	во время испытания ведется специальный журнал, в котором
фиксируется ход испытаний и заносятся все замечания, дающие
материал по оценке работы механизма, и указания на особенности
его эксплуатации;
7)	после окончания стендового испытания насос должен быть
разобран и осмотрен.
41.	Величины, замеряемые во время испытаний
Во время испытаний насосов обычно замеряются следующие
величины:
1)	подача;
2)	давление нагнетания;
3)	разрежение (давление) на входе в насос;
4)	число оборотов коленчатого вала или число двойных ходов
поршня в минуту;
5)	температура воды;
6)	мощность на валу для приводных насосов или расход пара
для прямодействующих насосов;
7)	давление и температура свежего и отработавшего пара для
паровых насосов.
Для измерения подачи насосов используются мерные баки,
диафрагмы, насадки, водомеры. Способ измерения подачи выби-
рается в каждом отдельном случае в зависимости от местных усло-
вий и величины подачи. Так например, в случае небольших расхо-
дов измерение при помощи мерного блока, как дающее наиболее
точные результаты, следует предпочесть всем остальным.
Для измерения давления нагнетания применяются пружинные
манометры. Они используются также для измерения давления
пара. Давление (разрежение) на входе в насос обычно измеряется
при помощи ртутного мановакуумметра.
Число оборотов коленчатого вала насоса измеряется тахоско-
пом. У прямо действующих насосов число двойных ходов поршня
обычно определяется визуально при помощи секундомера. Если
за время отсчета tx секунд число двойных ходов поршня равно nlt
то число двойных ходов определяется по формуле
п = 6^-.	(221)
*1
Температура воды и пара измеряется при помощи ртутных
термометров.
Момент вращения обычно измеряется при помощи балансиро-
вочной установки. Уравновешивание осуществляется при помощи
167
груза или пружинных весов. Последний способ имеет эксплуата-
ционные преимущества перед первым.
Расход пара на прямодействующие насосы чаще всего опреде-
ляется по конденсату при помощи мерных баков.
Во время расширенных испытаний поршневых насосов сни-
маются индикаторные диаграммы: у приводных насосов — с жид-
костных цилиндров, у прямодействующих насосов — с жидкост-
ных и паровых цилиндров.
42.	Индикаторные диаграммы жидкостных цилиндров
Индикаторные диаграммы, снятые с жидкостных цилиндров,
позволяют определить индикаторную мощность насоса, а также
дают возможность выявить неисправности в его работе.
Съемка индикаторных диаграмм производится при помощи
индикатора (см. п. 13).
Делением средней высоты индикаторной диаграммы на масштаб
пружины т в мм!(кПсм2) определяется среднее индикаторное дав-
ление Pi в рабочей камере.
Зная pit можно определить индикаторную мощность насоса
по формуле
= л-с-’	(222)
где Pi — в кПсм2; F — в см2; S — в м; п — в об!мин.
Коэффициент а = 1 — (здесь /ш — площадь поршневого
штока).
На рис. 97 представлен ряд индикаторных диаграмм, показы-
вающих характерные случаи неисправностей в работе насосов.
Индикаторная диаграмма на рис. 97, а показывает, что в рабо-
чую камеру насоса попадает воздух. Упругая воздушная подушка
замедляет открытие нагнетательного клапана. Сжатый по линии а
воздух выталкивается в нагнетательный трубопровод, поэтому
падение давления в момент начала всасывающего хода протекает
нормально. В результате попадания воздуха в рабочую камеру
уменьшается подача жидкости в отношении длин /х : /, так как
на части с нагнетательного хода жидкость в нагнетательный
трубопровод не подается.
На рис. 97, б показана индикаторная диаграмма насоса, в ра-
бочей камере которого задерживается воздух, в результате чего
подача насоса уменьшается. Сжатие воздуха происходит по ли-
нии а, расширение по линии в.
На рис. 97, в можно наблюдать позднее закрытие всасывающего
клапана, пропускающего жидкость на части хода /, а на рис. 97, г—
позднее закрытие нагнетательного клапана. В первом случае
следует увеличить нагрузку (подтянуть или поставить более
168
сильную пружину) всасывающего клапана, а во втором — на-
гнетательного клапана.
На рис. 97, д представлена индикаторная диаграмма насоса,
у которого пропускает всасывающий клапан. В случае пропуска
нагнетательного клапана получается диаграмма, изображенная на
рис. 97, е. Эти диаграммы показывают, что утечка жидкости осо-
бенно заметна около мертвых точек, на участках d хода поршня.
Рис. 97. Примеры искаженных индикаторных диаграмм жидкостных
цилиндров
Индикаторная диаграмма на рис. 97, ж характеризует работу
насоса без всасывающего и нагнетательного колпаков или со
слишком малыми по размерам колпаками. На диаграмме рис. 97, з
представлен случай, когда жидкость подходит к насосу самотеком
и неравномерно входит в рабочую камеру. Для выравнивания
поступления жидкости следует увеличить нагрузку всасывающего
клапана.
43.	Индикаторные диаграммы и индикаторная мощность
паровых цилиндров
В процессе заводских испытаний прямодействующих насосов
индикаторные диаграммы с паровых цилиндров снимаются весьма
редко. Снятие этих диаграмм производится обычно в тех случаях,
когда испытания носят специальный, исследовательский характер.
Ниже помещены примеры индикаторных диаграмм паровых
цилиндров.
На рис. 98 показаны индикаторные диаграммы парового ци-
линдра сдвоенного прямодействующего насоса ПНП-4, служащего
169
для перекачивания воды. Основные технические данные этого
насоса приведены в табл. 8.
На рис. 99 представлены индикаторные диаграммы парового
цилиндра одиночного высоконапорного котельнопитательного
прямодействующего насоса. Диаграммы снимались при п, равном
86 дв. ход!мин. Насос имеет диаметр жидкостного цилиндра 50 мм
Рис. 98. Индикаторные диаграммы
парового цилиндра сдвоенного прямо-
действующего насоса ПНП-4:
рвп = 8,6 кГ/см*', Рвып= U06 кГ/см*',
п — ПО дв. ход/мин', т — 4 мм/ (кГ/смг)
и диаметр парового цилиндра
105 мм. Из диаграмм видно,
что в начале линии впуска
имеется небольшая площадка,
соответствующая наибольшему
давлению свежего пара в ци-
линдре.
Образование упомянутой
площадки на индикаторных диа-
граммах одиночных котельно-
питательных насосов, вызы-
вается следующими обстоятель-
ствами:
1)	быстрым (почти мгновенным) открытием парового окна на
впуск;
2)	наличием значительного постоянного давления в системе,
на которую работает насос (давление в паровом котле);
3)	наличием инерционных сопротивлений жидкости в трубо-
проводе.
Рис. 99. Индикаторные диаграммы парового цилиндра вертикального
одиночного прямодействующего насоса: а—верхняя полость; б—ниж-
няя полость;
т— 4 мм/ (кГ/смг)
Для определения индикаторной мощности паровых цилиндров
снимаются индикаторные диаграммы для обеих полостей каждого
цилиндра. Пользуясь индикаторными диаграммами, определяется
среднее индикаторное давление в каждой полости цилиндра.
При определении среднего индикаторного давления р.п в по-
лости цилиндра (рис. 99, а) в точках аи b индикаторной диаграммы
проводят касательные, перпендикулярные к атмосферной линии,
170
и находят длину диаграммы Г. Затем планиметром измеряют
в квадратных миллиметрах площадь диаграммы f' мм2 и подсчи-
тывают среднее индикаторное давление в полости цилиндра по
выражению
Pin =4- кПсм2,
Л " Гт
где т — масштаб пружины в мм!(кПсм2).
Таким же образом находится среднее индикаторное давле-
ние p"in и в другой полости цилиндра
p"in=^l кПсм\
При отсутствии планиметра среднее индикаторное давление
может быть определено по правилу трапеций.
Индикаторная мощность парового цилиндра
М и = (p’i Л 4- p"i nF"o) 5^5 U- .1. с„	(223)
где pi п и Fq — среднее индикаторное давление и полезная пло-
щадь поршня в полости парового цилиндра,
свободной от штока;
Pi п и Fo — среднее индикаторное давление и полезная пло-
щадь поршня в полости парового цилиндра,
содержащей шток.
Здесь pi п и pin — в кГ/см2, Fq и Fq — в см2, S — в м.
Формулу (223) можно представить также в таком виде:
“•л-с-	(224)
где Pin — среднее индикаторное давление в паровом цилиндре;
Ао — средняя для двух полостей парового цилиндра полез-
ная площадь поршня.
Значения pin и Fo находятся из выражений
Pi п — 0,5 (pi п 4“ Pi п);
/	d2 \
п   Я I r-\2	иш I
F° ~ ~4	""	‘
Подставляя значение FQ в формулу (224), получим
(п2	о
Вп 2 / $п
^1п.ц=	9000	w. л. с.	(225)
Здесь Dn и dlu — вся, р1п — в кПсм2 и S — в м.
171
Индикаторная мощность паровой части насоса Nin будет
равна сумме мощностей паровых цилиндров, т. е.
=	(226)
Для одиночных паровых прямодействующих насосов
NI п	i п- ц'
Для сдвоенных паровых прямодействующих насосов
Nin = Ni к. ц	Ni П' ц,
где Nin.n и Nin.n — индикаторные мощности паровых цилин-
дров.
44.	Стенды для испытания поршневых насосов
и обработка результатов испытаний
Если для измерения подачи приводных насосов применяются
мерные баки, то испытательный стенд можно выполнить по схеме,
показанной на рис. 100. Оборудование стенда довольно простое,
и постройка его может быть легко осуществлена.
Рис. 100. Принципиальная схема испытательного стенда с мерным баком:
1 — мотор-весы; 2—насос; 3—нагнетательный колпак; 4—манометр; 5 —всасы-
вающий колпак; 6 — вакуумметр; 7 — мерный бак, разделенный перегородкой
на две части; -8 — перекидное устройство; 9 — невозвратный (пятовой) клапан
Мерный бак разделен перегородкой на две части, каждая из
которых снабжена водомерным стеклом. По наполнении одной
половины бака жидкость при помощи перекидного устройства
направляется во вторую половину. Обе половины бака тарируются.
Если замер подачи насоса осуществляется при помощи диа-
фрагмы, то последняя устанавливается на прямом участке трубы
за нагнетательным колпаком (рис. 101). Перепад давлений на диа-
фрагме определяется по дифманометру. Испытательный стенд будет
172
отличаться от показанного на рис. 100 наличием диафрагмы с диф-
манометром; конечно, необходимость в мерном баке в этом случае
отпадает.
Определив для каждого данного режима действительную
подачу Q насоса, можно вычислить коэффициент подачи т]0 по
Ф°РмУле	На аи!
Q'
Теоретическая подача
насоса
<2Г = Мсек, (227)
где F — площадь поршня
в дм2]
S — ход поршня в дм]
п — число оборотов
коленчатого вала рнс
насоса в об!мин]
k — число рабочих
камер;
а — коэффициент, равный
101. Схема установки диафрагмы с диф-
манометром:
1 — диафрагма; 2 — дифманометр
fut — площадь поршневого штока в дм2.
Уровень воды во всасывающем и нагнетательном воздушных
колпаках контролируется при помощи водомерных стекол. Иногда
заводские испытания насосов проводятся без всасывающего воз-
душного колпака.
Для измерения давления нагнетания непосредственно за
нагнетательным воздушным колпаком установлен пружинный
манометр. Разрежение на входе в насос измеряется при помощи
ртутного вакуумметра.
Вакуумметрическая высота всасывания
Нвс = hv + hr м вод. ст.,
где hv — показание вакуумметра в м вод. ст.]
hY — расстояние от оси насоса до 0 вакуумметра в м.
Напор Н, развиваемый насосом,
н = —+ Н„ J й2 м вод. ст.,	(229)
где рнаг — давление нагнетания в кПсм2]
у — удельный вес воды в кПм3]
h» — расстояние от оси насоса до цапки манометра в м.
173
Зная Q и Н, можно определить полезную мощность насоса,
испытуемого на воде, по формуле
N„ = л. с.	(230)
Здесь Q — в л!сек.
Для измерения мощности, потребляемой насосом в рассматри-
ваемых схемах (рис. 100 и 101), предусмотрены мотор-весы.
Выход конденсата	на насос
Если длина уравновешивающего рычага мотор-весов (плечо
момента) составляет точно 716,2 лии, то мощность на валу дви-
гателя Ndeuz определяется по формуле
Л/ — ?Пэ
v двиг Ю00
где Р — усилие на плече мотор-весов в кГ;
пэ — число оборотов электродвигателя в об!мин.
Мощность на коленчатом валу насоса
М — Nдвиг^пер'
где TUp — к. п. д. передачи.
Общий к. п. д. насоса
Если во время испытаний снимались индикаторные диаграммы
с жидкостных цилиндров, то по формуле (222) можно определить
индикаторную мощность насоса, а затем по формулам (65) и (66) —
индикаторный и механический к. п. д. насоса.
При испытании паровых прямодействующих насосов подача
обычно замеряется при помощи мерных баков. С помощью мерных
баков определяется и расход пара.
Измерение расхода пара у прямодействующих насосов может
выполняться по схеме, изображенной на рис. 102.
174
Отработавший пар по выходе из насоса направляется в конден-
сатор /, по трубкам которого прокачивается охлаждающая вода.
Образующийся в конденсаторе конденсат направляется в урав-
нительный бак 2, откуда он по шлангу поступает в мерный бак 3.
Уровень конденсата в мерном баке определяется по водомерному
стеклу 4.
Мерных баков устанавливается два; по наполнении одного
бака шланг переключают на другой соседний бак. Мерные баки
для воды и конденсата должны быть тарированы.
Результаты замеров, наблюдаемых во время испытаний вели-
чин, а также результаты подсчетов записываются в сводную
таблицу, в которой по каждому режиму выводятся средние зна-
чения величины.
Для паровых прямодействующих насосов результаты замеров
и подсчетов можно записывать в форме табл. 11.
Таблица 11
Сводная таблица результатов испытаний парового прямодействующего насоса
Наименование	Обо- значе- ние	Размерность	Способ определения	№ режимов			
					еч	со	и т. д.
Число двойных хо- дов поршня в минуту Расход воды за от- счет Время отсчета Секундная подача насоса Теоретическая по- дача насоса Коэффициент по- дачи Вакуумметрическая высота всасывания Давление нагнета- ния Напор Температура воды Давление свежего пара Температура све- жего пара	п Q1 h Q Qt По Нвс Рнаг Н t° Pl	дв. ход/мин л сек л/сек л/сек м вод. ст. кГ/смг м вод. ст. °C к.Г/см2 °C	По формуле (221) При помощи мерного бака для воды По секундомеру По формуле (227) „ _ А QT По формуле (228) По манометру По формуле (229) По термометру По манометру По термометру				
175
Продолжение табл. 11
Наименование	Обо- значе- ние	Размерность	Способ определения	№ режимов			
					СЧ	co	и T. Д.
Давление отрабо- тавшего пара Температура отра- ботавшего пара Расход пара (кон- денсата) за отсчет Время отсчета Часовой расход пара Полезная мощность насоса Удельный расход пара Среднее индикатор- ное давление жидкост- ного цилиндра Среднее индикатор- ное давление парово- го цилиндра Индикаторная мощ- ность жидкостных цилиндров Индикаторная мощ- ность парового ци- линдра Индикаторная мощ- ность паровой части насоса Расход пара на одну индикаторную лоша- диную силу паровых цилиндров в час Механический к. п. д. агрегата Индикаторный к. п. д. насоса	Р2 1	° ^2 Gi tz G Un Syd Pi Pi n Hi Nin. ц N in Si Чм I'll	кГ /см2 °C кг сек кг/ч л. с кг{л. с. ч кГ/см2 » л. с. » » кг/и. л. с. ч	По манометру По термометру При помощи мерного бака для конденсата По секундомеру G = 3600 По формуле (230) G По индикатор- ной диаграмме, снятой с жидко- стного цилиндра По индикатор- ной диаграмме, снятой с парового цилиндра По формуле (222) По формуле (225) По формуле (226) G Si N- ;vi п Hi 1»( П Hn				1
176
Продолжение табл. 11
Наименование	Обо- значе- ние	Размерность	Способ определения	Kt режимов			
					сч	со	И Т. д.
Индикаторным на- пор насоса	Hi	At вод. ст.	Hi = 10 000 У				
Гидравлический к. п. д. насоса	Пг	—	н ^ = ТП				
Коэффициент утечек	“По	—	' = 2Е. ° Лг				
К. п. д. гидравли- ческой части насоса	Л	—	П = 'По'»1?1л<== Vlu				
На основании данных сводной таблицы строятся характери-
стики насоса.
12 и. А. Чпняев
ГЛАВА VII
ОСНОВЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Установки, оборудованные поршневыми насосами, требуют
квалифицированного ухода. Неправильное обслуживание насосов
в период эксплуатации может привести к сокращению их срока
службы либо даже к аварии. Каждая насосная установка имеет
свои специфические особенности и должна эксплуатироваться
в соответствии с инструкцией по ее обслуживанию и уходу. В дан-
ной главе приводятся некоторые общие данные, касающиеся
технической эксплуатации поршневых насосов, а также рассма-
триваются возможные неисправности в работе поршневых насосов
и указываются способы их устранения.
45.	Подготовка насоса к пуску, пуск в ход,
обслуживание во время работы и остановка
Подготовка насоса к пуску в ход. Перед пуском в ход насос
следует тщательно осмотреть с целью проверки его исправности.
Все посторонние предметы (инструмент, обтирочный материал
и т. п.) должны быть убраны с насоса. Бывают случаи, когда по-
сторонние предметы попадают внутрь насоса, что чаще всего
случается после ремонта. Поэтому, чтобы убедиться в отсутствии
в насосе посторонних предметов, рекомендуется провернуть вруч-
ную вал насоса на 1—2 оборота, предварительно открыв спускные
краны. Необходимо очистить (если требуется) и наполнить маслом
смазочные приборы, а также проверить готовность к работе всей
смазочной системы. Если насос работал некоторое время без
осмотра сальниковых набивок, следует их осмотреть и при износе
поставить новые. Затяжку нажимного устройства сальника следует
выполнять так, чтобы получилось равномерное давление на на-
бивку, не допуская перекоса нажимного устройства. Последнее
достигается равномерным подтягиванием гаек отдельных шпилек.
Если насос должен работать с большой высотой всасывания,
то рабочие камеры следует заполнить перекачиваемой жидкостью.
178
Задвижки на нагнетательной и всасывающих трубах должны
быть полностью открыты. Перед пуском паровых насосов необ-
ходимо открыть также вентиль на паровыпускной трубе и краны
продувания паровых цилиндров.
Рекомендуется перед пуском насоса в ход проверять отсут-
ствие заедания предохранительного клапана.
Пуск насоса в ход. Включаются в работу смазочные устройства.
Запускается приводной двигатель при пониженном (если это
возможно) числе оборотов; затем постепенно число оборотов до-
водится до нормального.
Некоторые насосы снабжаются байпасным (обводным) трубо-
проводом. Пуск таких насосов производится при открытой за-
движке на байпасе и при закрытой задвижке на нагнетательном
трубопроводе, т. е. в период пуска насос работает на себя. Это
делается для того, чтобы двигатель насоса в период пуска не ра-
ботал с перегрузкой. После того, как число оборотов насоса будет
доведено до нормального, медленно закрывают задвижку обвод-
ного трубопровода, одновременно открывая задвижку нагнетатель-
ного трубопровода.
Пуск паровых насосов осуществляется путем постепенного
открытия вентиля на паровпускной трубе. Продувочные краны
паровых цилиндров насоса держат открытыми до тех пор, пока не
прекратится обильное выбрасывание через них конденсата. После
прогрева паровых цилиндров продувочные краны закрыва-
ются.
Уход за насосом во время работы. Во время работы насоса
наблюдают за показаниями контрольно-измерительных приборов,
установленных на насосе и трубопроводе. Ведут наблюдение за
исправной работой смазочных приборов и устройств и пополняют
запас масла. Следят за отсутствием нагрева и пропусков в саль-
никах насоса, а также за плотностью соединений насоса и трубо-
провода. В воздушном колпаке поддерживают требуемый запас
воздуха (примерно 2/3 его объема). Насос и его фундамент содер-
жат в чистоте.
При внезапном самопроизвольном изменении режима работы
или пр^ появлении ненормального стука насос следует немедленно
остановить для выяснения и устранения причин неисправ-
ности.
Остановка насоса. Для остановки приводного насоса выклю-
чается двигатель, а у паровых насосов закрывается паровпускной
вентиль. После остановки насоса закрываются задвижки на
нагнетательной и всасывающей трубах и выключаются (если
требуется) смазочные устройства; кроме того, у паровых насосов
закрывается паровыпускной вентиль и открываются краны про-
дувания. После остановки насоса производится наружный осмотр
его и устраняются обнаруженные дефекты.
12*
179
46.	Проверка и регулировка парораспределения
прямодействующих насосов
Сдвоенные насосы. Проверку и регулировку парораспределе-
ния сдвоенных насосов начинают с установки поршней обоих паро-
вых цилиндров в среднее положение. Для этого поршни ста-
вятся в крайние положения и на штоках наносятся риски. Затем
расстояние между рисками делят пополам и наносят среднюю
риску. Сдвигая поршни до совпадения средней риски с местом на-
несения крайних рисок, устанавли-
вают поршни в среднее положение.
При среднем положении поршней
оба рычага, входящие в муфты што-
ков, должны располагаться перпен-
дикулярно к оси штоков. Следова-
тельно, оба золотника будут нахо-
диться в среднем положении по отно-
шению к окнам золотниковой втулки
при цилиндрических золотниках или
к окнам зеркала золотниковой ко-
робки при плоских золотниках. Паро-
впускные (крайние) окна при этом
Рис. 103. Установка парораспределения в одиночном
насосе типа «Вир»
должны быть перекрыты отсечными кромками золотника на оди-
наковую величину, а камень или установочные гайки (см. рис. 39)
должны занимать среднее положение и делить зазор 6 строго
пополам.
Следует заметить, что точные величины зазоров 6 и 6/2 уста-
навливаются на заводе-изготовителе при испытании насосов
и поэтому менять их без крайней необходимости не рекомендуется.
Перед пуском насоса в ход один из золотников (любой) должен
быть сдвинут, чтобы обеспечить поступление пара в цилиндр.
Одиночные насосы. Как уже указывалось ранее, одиночные
насосы характеризуются большим разнообразием конструкций
парораспределительных устройств. Ниже рассматривается регу-
лирование парораспределения в насосах типа «Вир» (рис. 103).
180
На стойке 1 (рис. 103) завод-изготовитель после испытания
насоса наносит два керна (заводские метки). Такие же керны
наносятся на головке золотниковой тяги 5, нижней части шар-
нира 2 и установочной гайке 4.
Чтобы отрегулировать парораспределение, измеряется цирку-
лем расстояние между кернами, нанесенными на стойке, причем
полученный раствор циркуля фиксируется. После этого золотни-
ковая тяга ввинчивается в шарнир или вывинчивается из него
вращением ее гаечным ключом за головку до тех пор, пока расстоя-
ние между кернами на головке и шарнире не станет равным за-
фиксированному на циркуле размеру. Затем установочная гайка
навертывается на нижний нарезанный конец золотникового штока
или свертывается до тех пор, пока расстояние между кернами
на головке и гайке не станет также равным зафиксированному
на циркуле размеру. После произведенной установки зажимаются
контргайки.
47.	Характерные неисправности в работе поршневых насосов
и способы их устранения
Наиболее часто встречающиеся неисправности в работе порш-
невых насосов помещены в табл. 12, заимствованной из книги [7].
В этой же таблице указаны причины неисправностей и способы
их устранения.
Таблица 12
Неисправности в работе поршневых насосов и способы их устранения
Неисправности	Причины неисправностей	Способы устранения неисправностей
Приводные и п а [ Насос при пуске в ход не подает жидкость 1	о в ы е прямодейс Закрыта задвижка на всасывающей трубе Засорен фильтр, ус- тановленный на прием- ном конце всасываю- щей трубы Значительные под- сосы воздуха через не- плотности в соедине- ниях всасывающей тру- бы или всасывающих полостей насоса Слишком большая высота всасывания	т в у ю щ и е насосы Открыть задвижку Очистить фильтр Тщательно проверить все соединения всасы- вающей части и устра- нить обнаруженные под- сосы Уменьшить |мсоту всасывания и залить пе- рекачиваемой	жид- костью рабочие каме- ры насоса и всасываю- щую трубу
181
Продолжение табл. 12
Неисправности	Причины неисправностей	Способы устранения неисправностей
Количество подавае- мой насосом жидкости слишком мало и не со- ответствует расчетной подаче при данном чис- ле ходов Пропуск жидкости в соединениях напорных полостей жидкостной части или через саль- ники Ненормальный шум или стуки в жидкостной части: резкий стук при посадке клапанов стук при переме- не хода поршней Глухие удары в ци- линдрах, иногда сопро- вождающиеся сотрясе- нием корпуса насоса	Засорен фильтр на всасывающей трубе Клапаны насоса за- сорены или неисправны и пропускают жидкость Слишком туги пру- жины всасывающих клапанов Пропуск жидкости через неисправные уп- лотнения жидкостных поршней Неисправны про- кладки или другие уп- лотняющие элементы соединений Сальники слабо под- тянуты, набивка их пришла в негодность Ослабли или слома- лись пружины клапа- нов Ослабло крепление поршня (или плунже- ра) на штоке Недостаточное запол- нение цилиндров жид- костью вследствие под- сосов воздуха или чрез- мерного сопротивления на всасывании	Очистить фильтр Вынуть и осмотреть клапаны, очистить их и проверить плотность прилегания тарелок клапанов к седлам, при- шедшие в негодность клапаны заменить но- выми Уменьшить натяже- ние пружин всасываю- щих клапанов или за- менить эти пружины более слабыми Осмотреть поршни, неисправные детали заменить новыми Заменить неисправ- ные прокладки новы- ми, подтянуть гайки шпилек или болтов, соединяющих детали жидкостной части Подтянуть сальники, изношенную набивку заменить новой Осмотреть клапаны, увеличить натяжение пружин или заменить их новыми Осмотреть крепле- ние, подтянуть соот- ветствующие	гайки и поставить предусмот- ренные конструкцией шплинты или гаечные замки Уменьшить по воз- можности высоту вса- сывания, выявить и уст- ранить подсосы воз- духа, проверить пол- ностью ли открыта зад- вижка и не засорен ли фильтр на всасывающей трубе, свободно ли могут подниматься вса- сывающие клапаны
182
Продолжение табл. 12
Неисправности	Причины неисправностей	Способы устранения неисправностей
Чрезмерный нагрев штоков	Сильно затянуты сальники штоков	Ослабить крепление сальников
Г	[риводные насосы	
Стук в приводной ча- сти при перемене хода поршней	Ослабло соединение штока с крейцкопфом	Осмотреть соедине- ние, закрепить и за- контрить шток в крейц- копфе
	Разработались втул- ки крейцкопфных го- ловок шатунов	Осмотреть втулки, непригодные заменить новыми
Стук в мотылевых го- ловках шатунов	Значительный люфт в подшипниках	Осмотреть головки шатунов и уменьшить люфт
Сильные удары корен- ного вала	Значительный люфт в подшипниках	Уменьшить люфт в подшипниках
Сильные удары корен- ного вала	Ослабла затяжка гаек на шпильках, крепящих крышки подшипников вала	Подтянуть и законт- рить гайки крышек
Чрезмерный нагрев крейцкопфов или паль- цев крейцкопфов	Недостаточное по- ступление масла к тру- щимся поверхностям	Проверить и очис- тить все проходы для масла
	Масло загрязнено или недостаточна его вязкость	Сменить масло, пред- варительно очистив и промыв масляную ванну
Сильный нагрев под- шипников	Недостаточное по- ступление масла к под- шипникам	Обеспечить нормаль- ное поступление масла
	Подшипники сильно зажаты	Отрегулировать креп- ление подшипников, обеспечив минималь- ный люфт
Паровые п	зямодействующи	е насосы
При открытом паро- впускном вентиле и нор- мальном давлении пара в золотниковой коробке насос не может быть пущен в ход	Закрыта задвижка на напорной трубе	Открыть задвижку, предварительно при- крыв	паровпускной вентиль во избежание рывка при внезапном увеличении числа хо- дов поршня
183
Продолжение табл. 12
Неисправности	Причины неисправностей	Способы устранения неисправностей
При открытом паро- впускном вентиле и нор- мальном давлении пара в золотниковой коробке насос не может быть пущен в ход Количество подавае- мой насосом жидкости недостаточно и не соот- ветствует расчетной по- даче при данном числе ходов Ненормальный шум при работе насоса: удары поршней о днище или крышку в паро- вых цилиндрах щелкание в паро- вых цилиндрах скрип в паровой части или в паро- распределительном механизме Чрезмерный нагрев деталей парораспредели- тельного механизма во время работы	Закрыт вентиль на паровыпускной трубе Сильно затянуты сальники штоков, по- этому давление пара не может преодолеть трение в сальниках Длина хода поршней меньше нормальной вследствие неправиль- ного регулирования парораспределительного механизма Длина хода поршней больше нормальной Скопление конденсата в паровых цилиндрах Недостаточная смаз- ка парового цилиндра, золотников и шарниров парораспределительного механизма или пере- кос и заедание деталей механизма Недостаточная смаз- ка шарниров механизма Перекосы в меха- низме	Открыть вентиль так же, как и задвижку Закрыть паровпуск- ной вентиль, осмот- реть сальники, осла- бить их крепление, пе- редвинуть при помощи рычага поршни насоса и, убедившись в их сво- бодном движении, вновь включить насос Отрегулировать па- рораспределительный механизм, в двухци- линдровых насосах при- открыть буферные вен- тили Отрегулировать па- рораспределительный механизм, установив нормальную длину хо- да, в двухцилиндровых насосах приоткрыть бу- ферные вентили Открыть краны и про- дуть паровые цилинд- ры Проверить работу лубрикатора и отрегу- лировать подачу масла, смазать все шарниры, осмотреть парораспре- делительный	меха- низм, устранить все перекосы и заедания Смазать шарниры Осмотреть механизм и устранить перекосы
184
48.	Основные положения по технике безопасности
при обслуживании насосов
Чтобы избежать несчастных случаев и аварий, каждая насосная
установка должна эксплуатироваться в полном соответствии
с инструкцией по ее эксплуатации.
Уход за насосами можно поручать только лицам, имеющим
право на обслуживание и хорошо знающим эксплуатируемую
насосную установку и правила по ее обслуживанию и уходу.
Особые меры безопасности должны приниматься в тех случаях,
когда перекачиваемые жидкости либо огнеопасны, либо ядовиты.
Эти обстоятельства должны быть особо четко отражены в ин-
струкции.
В насосном отделении на видном и хорошо освещенном месте
должна быть вывешена в рамке под стеклом схема трубопроводов
насосной установки.
Все запорные органы (вентили, краны, задвижки) трубопро-
водов должны иметь ясные и понятные указатели открытия и
закрытия и номера, соответствующие схеме.
Смазка движущихся частей насоса на ходу допускается только
при помощи специальных приспособлений, обеспечивающих пол-
ную безопасность для смазывающего.
Запрещается при обтирке работающего насоса пользоваться
паклей и концами., а также наматывать обтирочный материал на
руку.
Запрещается исправление неисправностей и ремонт насоса
на ходу.
В случае аварии необходимо у приводного насоса немедленно
остановить двигатель, а у прямо действующего насоса прекратить
доступ свежего пара в золотниковую коробку при помощи стопор-
ного вентиля. Остановка электроприводного насоса осуществляется
путем отключения электродвигателя от электросети.
ЛИТЕРАТУРА
1.	Б а шт а Т. М. Машиностроительная гидравлика. Справочное пособие.
М., Машгиз, 1963. 696 с.
2.	Б е л я е в Н. М. Сопротивление материалов. М.—Л., Изд. физико-
математической литературы, 1962. 856 с.
3.	Б е р г Г. Поршневые, крыльчатые и ротационные насосы. Ч. 1. Теория
поршневых насосов. М.—Л., Гостотехиздат, 1933. 254 с.
4.	Ворохов И. М. и Г а н ш и н А. С. Волокнистые и комбинированные
сальниковые набивки. М., Машгиз, 1959. 182 с.
5.	Каталог-справочник. Насосы. М., Машгиз, 1959. 552 с. (ВИГМ).
6.	Г е р м а н А. П. Горная механика, поршневые машины. Л., ОНТИ,
1934. 256 с.
7.	Елин В. И., Солдатов К. Н. иСоколовский С. М. Насосы
и компрессоры. М., Гостоптехиздат, 1960. 398 с.
8.	Е с ь м а н И. Г. Насосы. М., Гостоптехиздат, 1954. 286 с.
9.	Коваль В. А. иМумзи Г. Ф. Поршневые прямо действующие па-
ровые насосы. Москва—Киев, Машгиз, 1958. 124 с.
10.	Л а х а н и н В. В. Конструирование и расчет на прочность деталей
судовых паровых машин. М., изд. «Речной транспорт», 1955. 426 с.
11.	Машиностроение. Энциклопедический справочник. Т. 12. М., Машгиз,
1948, с. 372—396.
12.	С у р в и л л о В. Л. Судовые гидравлические механизмы. М.—Л.,
Оборонгиз, 1938. 304 с.
13.	Стриж К- А. Корабельные вспомогательные механизмы. Ч. 1. Ко-
рабельные насосы. Л., Военмориздат, 1939. 246 с.
14.	Уплотнения. Сб. статей. Пер. с англ. Под ред. В. К- Житомирского.
М., изд. «Машиностроение», 1964. 294 с.
15.	Хетагуров М. Г. Судовые вспомогательные механизмы и системы.
Л., изд. «Морской транспорт», 1959. 411 с.
16.	Ч а р н ы й И. А. Неустановившееся движение жидкости в трубах.
М.—Л., Гостехтеориздат, 1951. 223 с.
17.	Ч у е ш к о К. Е. Расчет сдвоенных паровых прямо действующих на-
сосов, основанный на теории подобия. Труды Николаевского кораблестроитель-
ного института. Вып. 9. 1958, с. 161—171.
18.	N i с k е 1 F. Direct-acting steam pumps. London, 1923.
19.	Seward. Marine engineering. 1944"
20.	W г i g h t E. Reciprocating-pump.— «Power», 1946, N 9—11.
21.	Vek V. Vysokotlaka cerpadla pistova a rekuperacni pro chemicky pru-
mysl. Praha, 1964.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие........................................................ 3
Глава I. Общие сведения о поршневых насосах........................ 5
1.	Принцип	действия	поршневого насоса....................... —
2.	Основные параметры, характеризующие работу насоса ....	8
3.	Классификация поршневый насосов.......................... 9
4.	Основные	свойства	поршневых насосов..................... 13
5.	Краткие сведения из истории развития поршневых насосов 14
Глава II. Основы теории и расчета приводных поршневых насосов ....	16
6.	Закон движения поршня.................................... —
7.	Исследование подачи поршневых насосов.................... 17
8.	Давление в цилиндре насоса в	период	всасывания.......... 22
9.	Давление в цилиндре насоса в	период	нагнетания........... 30
10.	Давление всасывания и нагнетания для насосов кратного дей-
ствия	................................................. 35
11.	Основы	теории воздушных колпаков и	их расчет............ 36
12.	Работа,	затрачиваемая в поршневом насосе................. 51
13.	Индикатор и индикаторная диаграмма....................... 55
14.	Потери и коэффициенты полезного действия . .	...	58
15.	Высота	всасывания....................................... 60
16.	Определение главных размеров цилиндра насоса и диаметра
его патрубков................................................ 63
17.	Основы теории клапанов................................... 66
18.	Основы расчета клапанов.................................. 73
19.	Характеристики поршневых насосов......................... 76
20.	Параллельная работа насосов.............................. 78
Глава III. Особенности теории и расчета паровых прямодействующих насосов 81
21.	Общие сведения............................................ —
22.	Особенности устройства прямодействующих насосов.......... 82
23.	Диаграмма перемещения поршней............................ 89
24.	Приближенные уравнения движения поршня одиночного прч-
модействующего насоса двойного действия...................... 91
25.	Определение скорости равномерного движения поршня сдвоен-
ного насоса и расчет паровой подушки........................ 102
26.	Графики подачи прямодействующих насосов. Воздушные коп-ft
паки....................................................... 105
27.	Особенности теории клапанов прямодействующих насосов ...	107
28.	О работе прямо действующих насосов на вязкой жидкости ...	109
29.	Определение диаметров жидкостных и паровых цилиндров. .	112
30.	Основы расчета парораспределения сдвоенных прямодей-
ствующих насосов............................................. Н5
187
31.	Определение расхода пара на прямодействующие насосы ...	121
32.	Зависимость между напором насоса и давлением пара на пор-
шень ....................................................... 126
Глава IV. Конструктивное устройство и основы расчета на прочность дета-
лей поршневых насосов............................................ 128
33.	Цилиндры............ —
34.	Плунжера и поршни	.	.	133
35.	Поршневые штоки .	.	140
36.	Сальники ....	142
37.	Клапаны ....	...	144
Глава V. Конструкции поршневых насосов . .	148
38.	Приводные насосы......................................... —
39.	Паровые прямодействующие насосы .	155
Глава VI. Испытания поршневых насосов............................ 166
40.	Цель и основные условия проведения испытаний . .	—
41.	Величины, замеряемые во время испытаний................ 167
42.	Индикаторные диаграммы жидкостных цилиндров............ 168
43.	Индикаторные диаграммы и индикаторная мощность паровых
цилиндров................................................... 169
44.	Стенды для испытания поршневых насосов и обработка резуль-
татов испытаний............................................. 172
Глава VII. Основы эксплуатации	поршневых насосов................. 178
45.	Подготовка насоса к пуску, пуск в ход, обслуживание во время
работы и остановка............................................ —
46.	Проверка и регулировка парораспределения прямодействую-
щих насосов................................................. 180
47.	Характерные неисправности в работе поршневых насосов и
способы их устранения....................................... 181
48.	Основные положения по технике безопасности при обслужива-
нии насосов............................................  .	185
Литература ...................................................... 186
ИВАН АЛЕКСЕЕВИЧ ЧИН ЯЕ В
Поршневые насосы
Редактор издательства Г. Г. Степанова
Переплет художника Б. Л. Жадановского
Технический редактор Т. П. Малашкина	Корректор Г. Б. Койфман
Сдано в производство 28/VII 1965 г. Подписано к печати 18/ХП 1965 г. М-22177
Формат бумаги 60 X ЭО’/ц. Типографская бумага №2. Печ. листов 11.75
Уч.-изд. листов 10,4 Темплан 1965 г. № 386 Тираж 8500 экз. Цена 62 к. Заказ 564
Ленинградское отделение издательства «Машиностроен не>
Ленинград, Д-65, ул. Дзержинского. 10
Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома
Государственного комитета Совета Министров СССР по печати
Ленинград, ул., Моисеенко, 10