Author: Бобровский С.А. Соколовский С.М.
Tags: гидромеханика механика жидкостей и газа транспортирование, распределение и хранение жидкостей и газов установки, оборудование и аппаратура пневмоэнергетика машины и инструменты холодильная техника холодильное оборудование гидравлика аэродинамика гидродинамика
Year: 1972
Text
С. А. БОБРОВСКИЙ, С. М. СОКОЛОВСКИЙ
ГИДРАВЛИКА, НАСОСЫ
И КОМПРЕССОРЫ
Допущено Министерством
высшего и среднего специального образования СССР
в качестве учебника для химико-механических
и нефте-технологических техникумов
1/8 „М»ОЙ“
iaj480-T8IBB48S8afl
БИБЛИОТЕКА t
ИЗДАТЕЛЬСТВО «НЕДРА»
МОСКВА 1972
532 + 621.65 + 621.51 (075.3)
Гидравлика, насосы н компрессоры. БОБРОВСКИЙ С. А.,
СОКОЛОВСКИЙ С. М. М., изд-во «Недра», 1972. 296 стр.
В книге описаны основные свойства жидкостей, изложены
основы гидростатики и гидродинамики. Приведены расчеты трубо-
проводов различного назначения и истечения жидкостей из отвер-
стий и насадков.
Рассмотрены основные типы поршневых, центробежных, осе-
вых н ротационных иасосов и компрессорных машин, применя-
ющихся при транспорте нефти и газа, на химических и нефтепере-
рабатывающих заводах.
Изложены основы теории и расчета этих машин, приведены
технические характеристики и правила эксплуатации. Дано опи-
сание основных узлов и деталей.
Таблиц 15, иллюстраций 139, список литературы — 6 названий.
Рецензенты
1. Щелковский химико-механический техникум, преподава-
тель РубиновВ. А.
2. Рац П. Г. — начальник отдела насосов Гипронефтемаша.
3—8-4
137—72
Бобровский Сергей Андреевич
Соколовский Самуил Моисеевич
ГИДРАВЛИКА, НАСОСЫ И КОМПРЕССОРЫ
Редактор издательства В. Г. Котикова. Техн, редактор В. Л. Прозоровская
Корректор Л. М. Кауфман
Сдано в набор 25/Х 1971 г. Подписано в печать 10/1 1972 г. Т-02417.
Формат 60 X 901/и. Печ. л. 18,5. Уч.-изд. л. 18,65. Бумага 2.
Индекс 1—1—2. Заказ 861/289—8. Тираж 16 600 экз. Цена 86 коп.
Издательство «Недра». Москва, К-12, Третьяковский проезд, д. 1/19.
Ленинградская типографии Л» 14 «Красный Печатник» Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР. Московский проспект, 91.
ВВЕДЕНИЕ
\
§ 1. Содержание предмета «Гидравлика, насосы и компрессоры»
Гидравлика, являющаяся технической наукой, занимается из-
учением законов равновесия, движения и взаимодействия жидкостей
с соприкасающимися с ними покоящимися или движущимися твер-
дыми телами.
Гидравлика делится на две части: гидростатику и гидродинамику.
Гидростатика изучает законы равновесия жидкостей и их действие
на ограничивающие стенки, гидродинамика — законы движения жид-
костей и взаимодействие их с ограничивающими стенками.
Гидравлика может быть определена как прикладная механика
жидкости. Она является основой таких дисциплин, как гидроэнерге-
тика, водоснабжение и канализация, гидравлические машины (тур-
бины, насосы, компрессоры), трубопроводный транспорт и др.
Предмет «Насосы» рассматривает принципы действия, конструк-
ции, характеристики и эксплуатацию поршневых, центробежных
насосов и насосов специальных конструкций.
Предмет «Компрессоры» изучает конструкции и рабочие про-
цессы поршневых приводных компрессоров, газомоторные, холодиль-
ные, ротационные и винтовые компрессоры, турбовоздуходувки,
нагнетатели и вентиляторы.
§ 2. Краткий исторический очерк развития гидравлики
Вопросами гидравлики человек интересовался еще в древности.
За несколько тысяч лет до нашей эры в Египте, в странах Ближ-
него и Среднего Востока, в Индии и Китае люди уже умели строить
плотины и каналы. Примерно в то же время появились первые
гидравлические двигатели — водяные колеса. Однако подобные
достижения в гидротехническом строительстве были возможны
только благодаря искусству и практическому опыту строителей.
Первым научным трудом о законах равновесия жидкостей счи-
тают трактат Архимеда «О плавающих телах», написанный за 250 лет
до нашей эры. После этого появились работы Леонардо да Винчи,
(1452—1519 гг.) «О движении и измерении воды», которые были
опубликованы спустя 307 лет после смерти ученого.
В 1565 г. была опубликована работа голландского ученого Симона
Стевина (1548—1620 гг.) «Начала гидростатики». В работах Галилея
(1564—1642 гг.) рассмотрены закономерности пребывания тел в воде.
Торричели (1608—1647 гг.), исследуя течение жидкости из отверстия,
нашел известную формулу для скорости истечения. Паскаль (1623—
1662 гг.) вывел закон о передаче давления в жидкостях.
Исаак Ньютон (1642—1724 гг.) впервые предложил основные
законы течения в жидкости. В 1738 г. в книге «Гидродинамика»
Даниил Бернулли опубликовал уравнение, в котором устанавлива-
лась связь между давлением, скоростью движения и положением
рассматриваемой массы жидкости при установившемся движении.
В 1755 и 1756 гг. появляются работы Леонарда Эйлера, .где он
впервые дает полную систему уравнений движения идеальной жид-
кости.
Основоположниками гидравлики как самостоятельной науки
являются члены Петербургской академии наук Д. Бернулли и
Л. Эйлер. В 1738 г. была опубликована работа Д. Бернулли «Гидро-
динамика или записки о силах движения жидкости», в которой уста-
новлена связь между давлением и скоростью в элементарной струйке
тяжелой «идеальной» жидкости.
Михаил Васильевич Ломоносов (1711—1765 гг.) изучал условия
работы гидротехнических сооружений и занимался исследованием
движения воздуха в рудниках.
В 1791 г. вышло первое русское печатное руководство по гидра-
влике А. Колмакова «Карманная книжка для вычисления количе-
ства воды, вытекающей через трубы, отверстия или по желобам,
также и силы, какою они ударяют, стремясь с данной скоростью».
В конце XVIII и начале XIX веков во Франции появляются
работы Шези по движению воды в каналах и трубах и Дарси — по
напорному движению воды в трубах.
В 1883 г. Н. П. Петров разработал гидродинамическую теорию
смазки, уточнил гипотезу о внутреннем трении в движущейся жид-
кости.
В 1899 г. вышла работа Н. Е. Жуковского «О гидравлическом
ударе в водопроводных трубах», в которой дана теория гидравличе-
ского удара. Жуковским впервые были введены основные дифферен-
циальные уравнения движения грунтовых вод.
Л. С. Лейбензоном (1879—1951 гг.) и его учениками создана
советская теория фильтрации.
РАЗДЕЛ I
ГИДРАВЛИКА
Глава I
ЖИДКОСТИ И ИХ ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
§ 1. Понятие о жидкости. Жидкости капельные и газообразные.
Идеальные и реальные жидкости
Жидкостями называются жидкие (капельные) и газообразные
тела, которые в отличие от твердых тел не обладают способностью
сохранять свою форму. Жидкость приобретает форму резервуара,
который она заполняет. Газ, закачанный в газгольдер, распростра-
няется по всему его объему.
Капельные жидкости отличаются от газообразных весьма малой
сжимаемостью и значительно большей плотностью.
Для сравнения приведем плотности некоторых капельных и га-
зообразных жидкостей (в иг/.м3):-
Вода ............................................ 1000
Нефть ............................................ 860
Бензин ........................................... 700
Керосин .......................................... 740
Сжиженный пропан при 0° С и давлении насыщения . . . 528
Сжиженный бутан при О9 С ......................... 600
Воздух при давлении 760ммрт. ст. и температуре 0° С 1,29
Метан при тех же условиях ....................... 0,72
Большинство капельных жидкостей (вода, бензин, керосин,
дизельное топливо и др.) практически несжимаемы, однако сжижен-
ные газы (пропан и бутан) обладают значительной сжимаемостью.
Газы (воздух, азот, метан и др.) весьма легко изменяют свой объем.
Обычно все капельные жидкости называются несжимаемыми
жидкостями, имеющими постоянную плотность, а газы — сжима-
емыми жидкостями.
В некоторых случаях для упрощения решений задач гидродина-
мики вводится понятие идеальной (невязкой) жидкости. Под идеаль-
ной жидкостью в отличие от реальной подразумевают такую услов-
ную жидкость, при движении которой не возникает напряжений
внутреннего трения. Идеальная жидкость перемещается по трубам
и каналам без сопротивлений (без потери энергии на трение).
5
§ 2. Единицы измерения физических величин
В качестве основной системы единиц измерения в учебнике
принята Международная система единиц СИ. Она построена на
шести основных единицах и двух дополнительных. Три'первые основ-
ные единицы (метр, килограмм, секунда) позволяют образовать
производные единицы для всех механических величин. Другие три
основные единицы (ампер, градус Кельвина, свеча) дают возмож-
ность образовать производные электрические, магнитные, тепловые
и световые единицы. К дополнительным единицам относятся радиан
и стерадиан.
Для гидравлических расчетов из основных единиц используются
метр, килограмм, секунда и градус Кельвина.
Единица массы — килограмм (кг) — представлен массой
международного прототипа килограмма. Первоначально в метриче-
ской системе единица массы была определена как масса кубического
дециметра чистой воды при температуре ее наибольшей плотности
(4° С). В соответствии с этим определением был изготовлен эталон
килограмма — платиновая цилиндрическая гиря высотой, равной
диаметру. Повторными измерениями массы кубического дециметра
воды было установлено, что эталон килограмма не соответствует
теоретическому определению единицы, так как его масса больше
массы кубического дециметра воды на 28 мг. Поэтому Международ-
ная комиссия по прототипам метрической системы рекомендовала
определить единицу массы — килограмм как массу прототипа,
т. е. отказаться от естественного эталона. Единица массы килограмм
воспроизводится с помощью платино-иридиевого прототипа с отно-
сительной погрешностью 2-10-9.
Единица длины метр — длина, равная 1 650 763,73 длин волн
в вакууме излучения, соответствующего переходу между уровнями
2р10 и 5d5 атома криптона-86.
За единицу времени в Международной системе СИ принята
секунда. Согласно определению, действовавшему в СССР с 1934
по 1956 г., секунда принималась равной 1/8в400 средних солнечных
суток. Это определение было привязано к периоду обращения Земли
вокруг своей оси. Относительная погрешность определения соста-
вляла 1-Ю-7.
Повышение точности измерения времени, достигнутое в резуль-
тате создания кварцевых, а затем молекулярных и атомных часов,
позволило обнаружить неравномерность вращения Земли вокруг
ее оси. Поэтому прежнее определение было заменено новым, уста-
навливающим. размер секунды в зависимости от более постоянного
отрезка времени — тропического года.
По новому определению секунда есть Vs 1550925, 9747 тропического
года для января 1900 г. в 12 ч эфемеридного времени.
Эфемеридным в астрономии называют равномерно текущее
время.
Новое определение секунды привязано к периоду обращения
6
Земли вокруг Солнца. Относительная погрешность определения со-
ставляет 1 • 10-10.
Новое определение секунды делает ее равной средней продолжи-
тельности старой секунды за последние 300 лет. Ссылка на 1900 г.
объясняется тем, что тропический год не имеет неизменного значе-
ния, он уменьшается примерно на 0,5 сек за столетие.
В Международной системе единиц (СИ) в качестве основной
единицы измерения температуры по термодинамической шкале при-
нят градус Кельвина.
Для практического применения допускается также международ-
ная практическая шкала, воспроизводимая с помощью шести по-
стоянных точек: кипения кислорода (—182,97° С),' тройной точки
воды (0,01° С), кипения воды (100° С), кипения серы (444,6° С),
затвердевания серебра (96,8° С) и затвердевания золота (1063° С).
Достоинством международной практической шкалы является срав-
нительная простота экспериментов для ее воспроизведения. Однако
она является лишь приближением к термодинамической шкале.
Эта шкала не является чем-то постоянным и окончательно устано-
вленным. По мере совершенствования методики измерения термоди-
намической температуры значения постоянных точек практической
шкалы уточняются.
Таким образом, измерение температуры основано на нескольких
постоянных температурных точках (международная практическая
шкала) и на втором начале термостатики (термодинамическая
шкала).
За исходную точку термодинамической шкалы принимают темпе-
ратуру тройной точки воды, которой решением Генеральной кон-
ференции приписано значение 273,16° К. (точно). В тройной точке
одновременно существуют и находятся в температурном равновесии
все три фазы — твердая (лед), жидкая (вода) и газообразная (водя-
ной пар). Тройная точка воспроизводится просто и с высокой точ-
ностью. Абсолютная погрешность составляет 0,0001 град, в то время
как погрешность воспроизведения точки таяния льда составляет
0,0002—0,001 град и точки кипения воды 0,002—0,01 град. Ниж-
ней точкой термодинамической шкалы служит точка абсолютного
нуля (0° К).
Значение температуры тройной точки воды выбрано таким, чтобы
интервал между точками таяния льда и кипения воды по термодина-
мической шкале был равен 100 град, как и по международной прак-
тической шкале. Это сделано для того, чтобы единица измерения тем-
пературных промежутков — градус (град) — была для обеих шкал
одинакова.
Температуру жидкостей, и газов, и любых тел можно выражать
как в градусах Кельвина, так и в градусах Цельсия?. Связь между
числовыми значениями температуры, выраженными в градусах
Кельвина (°К) и Цельсия (°C), может быть представлена в виде:
Т = 273,15 + /
7
или
£ = У —273,15,
где Т — абсолютная термодинамическая температура в °К;
t — температура по стоградусной шкале в °C.
Поскольку температура тройной точки воды, равная 273,16° К,
соответствует температуре 0,01° С, смещение начала отсчета соста-
вляет 273,15 град.
Измерения температуры жидкостей или газов обычно ведутся
по практической температурной шкале. Температура при этом выра-
жается в градусах Цельсия (°C). При гидравлических и термодина-
мических расчетах температура жидкостей и газов выражается
по термодинамической шкале в градусах Кельвина (°К).
Основные, дополнительные и большинство производных единиц
Международной системы единиц имеют удобные для практики
размеры и получили широкое распространение.
Более крупные (кратные) и более мелкие (дольные) единицы
измерения образуются путем умножения или деления единиц СИ
на степень числа 10, а их наименования — прибавлением соответ-
ствующих приставок (табл. 1).
Таблица 1
Приставки для образования кратных и дольных единиц
Кратность и дольнос:ь Приставка Сокращенное обозначение
Ю12 тера Т
109 гига Г
106 мега м
103 кило к
10’3 милли м
10-е микро мк
10-9 нано н
10-12 ПИКО п
Примеры образования кратных и дольных единиц: количество
газа 107 кг = 10 Мг; объем нефти 108 м3 = 0,1 Гм3. Две приставки
к простому наименованию единиц применять не разрешается.
§ 3. Основные физические свойства жидкостей и газов
Масса и вес жидкостей и газов. В качестве меры
количества вещества принимается масса вещества в состоянии покоя.
Под массой тела понимают меру его инертности, т. е. способ-
ность тела сохранять приобретенное движение или состояние покоя.
Это свойство проявляется в том, что тело под воздействием известной
силы приобретает вполне определенное ускорение. Два тела обла-
8
дают одинаковой инертностью или массой, если они под влиянием
одной и той же силы движутся с одинаковым ускорением.
Количество вещества тела определяют путем его взвешивания
на рычажных весах методом сравнения двух масс — взвешиваемого
тела и гири в условиях равного земного притяжения и относитель-
ного покоя тела и гири.
Весом (силой тяжести) жидкости или газа называется сила при-
тяжения их к Земле. Численное значение веса, или силы притяже-
ния, зависит от пункта измерения (широты местности и высоты над
уровнем моря). По мере удаления от Земли вес тела уменьшается.
Вес жидкости или газа определяется произведением массы т
на ускорение силы тяжести в пункте измерения:
<7 = mg-. (1)
Вес тела определяют с помощью пружинных весов. В системе
СИ вес тела измеряется в единицах силы — ньютонах (к). Ньютон
есть сила, сообщающая массе в 1 кг ускорение 1 м!сек2. В настоящее
время для измерения веса еще широко используется единица силы
килограмм (кгс). Соотношение между этими единицами следующее:
1 кгс = 9,80665 н 9,81 н.
Плотность. Плотностью называется масса вещества, заклю-
ченная в единице объема:
Р = (2)
где т — масса жидкости или газа в кг;
V — объем жидкости или газа в м3\
р — плотность в кг/м3.
Удельный вес. Удельный вес жидкости (газа) опреде-
ляется как вес единицы объема жидкости, т. е. равен отношению
веса (силы тяжести) жидкости к ее объему:
7 (3)
где у — удельный вес жидкости в н]м3.
Сопоставляя выражения (1), (2) и (3), получим соотношение
между удельным весом и плотностью: у = pg.
Удельный объем. Удельным объемом называют объем,
занимаемый единицей массы вещества:
V 1
у —--=----
т р
где v — удельный объем в м31кг.
Сжимаемость. Под воздействием внешнего давленпя жид-
кости и газы меняют свой объем. При относительно невысоких да-
влениях сжимаемостью жидкостей пренебрегают. При значительных
9
изменениях давления сжимаемость капельных жидкостей следует
учитывать.
Сжимаемость жидкостей и газов характеризуется коэффициентом
сжимаемости, под которым понимается относительное уменьшение
объема при изменении давления на единицу:
где AF — уменьшение объема V в ж3;
Ар — увеличение давления в н/м2;
Р — коэффициент сжимаемости в м2/н.
Величина, обратная коэффициенту сжимаемости, называется
истинным модулем сжатия жидкости:
* = (6)
где к — истинный модуль сжатия жидкости в н/м2.
Для воды истинный модуль сжатия
= 2'109 н/м2 (к0 = 20000 кгс/см2).
Для газов при постоянной температуре истинный модуль сжатия
численно равен давлению: --
^о = ~р~ = Р- (7)
Вязкость характеризует свойство жидкости оказывать со-
противление относительному сдвигу ее частиц, возникающему под
действием сдвигающих сил.
Вязкостью жидкости и газа объясняется сопротивление, которое
возникает при движении их по трубам. Внутреннее трение газов
и жидкостей характеризуется коэффициентом вязкости.
Напряжение внутреннего трения между двумя слоями прямо-
линейно движущегося газа или жидкости, согласно закону Ньютона,
пропорционально отнесенному к единице длины изменению скорости
по нормали к направлению движения:
Ли» zr>v
Т = ^’
где т — напряжение внутреннего трения в н/м2;
Aw— изменение линейной скорости жидкости в м/сек;
Ап — расстояние между слоями по нормали к направлению
линейной скорости в м;
р — динамический коэффициент вязкости.
Единица измерения динамической вязкости:
г , . , Г Ап "1 и • м н- сек
Гр] = Гт] -т =—г; ИЛИ [Р] = 5— .
ir-i 1 J L. Aw J л;3 сек lr l л(2
10
Физический смысл динамической вязкости виден из рассмотре-
ния единиц измерения ее: в числителе — работа, а в знаменателе —
объемный расход:
и • м дж ____________ работа____________
м^/сек м^[сек объемный расход жидкости
Таким образом, динамический коэффициент вязкости есть работа,
которую необходимо совершать при относительном течении слоев
жидкости для единицы объемного расхода.
В качестве единицы измерения динамического коэффициента
вязкости в системе единиц СГС применяется пуаз (тгз) г
. . дин -СМ п г Н'М п . н • сек
1 па = 1 —-----= 0,1-—^-;— = 0,1 —Z—. -
см*/сек мА[сек м*
Эта единица названа пуазом в честь французского
Пуазейля (1799—1869 гг.).
Наряду с динамическим коэффициентом вязкости широко исполь-
зуется кинематический коэффициент вязкости (v), который предста-
вляет собой отношение динамического коэффициента вязкости
к плотности газа или жидкости:
9
V~ Р
Единица измерения кинематического коэффициента вязкости
, , н • м , ,
[vl =—— или [vl =--------.
J кг[сек сек
Физический смысл кинематического коэффициента вязкости также
можно установить из единиц его измерения:
д н • м дж________________работа________
’ кг [сек кг[сек массовый расход жидкости"
О
гидравлика
(9)
Следовательно, кинематический коэффициент вязкости есть ра-
бота, которую необходимо совершить при относительном движении
слоев жидкости или газа для единицы массового расхода.
В системе СГС пользуются единицей измерения вязкости — сток-
сом (cm)-. L , '
1 ст = 1 см2[сек. /б"* !j’ , t
Эта единица названа в честь английского гидравлика Стокса
(1819-1903 гг.).
Коэффициент кинематической вязкости воды при 20° С равен
, 1 сантистоксу (0,01 стокса).
В системе СИ вязкость воды
v = 10-6 м2[сек.
В технике вязкость нефтепродуктов определяют на вискозиметре
типа ВУ. Эту вязкость выражают в условных градусах ВУ, которые
11
представляют собой отношение времени истечения определенного
объема (200 см3) данной жидкости из вискозиметра ко времени исте-
чения такого же объема дистиллированной воды при 20° С.
Пересчет условной вязкости в кинематическую производят по
эмпирической формуле Уббелоде:
v = 0,0731 °ВУ-Л^-. (Ю)
~ JJ V
Значения кинематической вязкости по этой формуле получают
в стоксах.
С повышением температуры вязкость жидкостей уменьшается,
а вязкость газов увеличивается. Вязкость газов зависит также
и от давления. Однако при обычно встречающихся перепадах давле-
ния динамическую вязкость можно принимать не зависящей от
давления.
Вязкость воздуха при атмосферном давлении и температуре 0° С:
(1 = 17 • 10'7 = 17 • IO’6 = 17 • IO’6 .
* мр/сек м* сек м*
v = 13,2• Иг6--/ = 13,2• 10-е м2/сек.
кг/сек - '
Вязкость метана при атмосферном давлении и температуре 17° С:
р -11,2 • 10~7---У,'Лг =10,9 • 10"6 •
* мл[сек ’
v = 16 • 10-6 = 16 • 10~в —.
кг сек сек
Глава II
ГИДРОСТАТИКА
§ 1. Гидростатическое давление
На всю поверхность тела, погруженного в жидкость, и на стенки
сосуда, в котором находится жидкость, действует давление со сто-
роны последней. Давление на погруженное тело и стенки сосуда
увеличивается с увеличением глубины погружения.
В жидкости, которая находится в покое, отсутствуют касатель-
ные напряжения. В связи с этим силы давления всегда направлены
по нбрмали к поверхности тела или стенки и днища сосуда. Если
погруженное тело или стенки сосуда имеют криволинейную поверх-
ность, то в каждой точке поверхности давление жидкости направлено
по нормали.
Гая. на ход стптттйс ст в сосуде, также создает гидростатическиэ
давление на стенки.
12
Давление в общем случае равно пределу отношения нормальной
1 составляющей силы N к площади s, на которую действует сила:
т #
р = 11П1--.
s->0 s
За единицу измерения давления в системе СИ принимается
Для измерения давления в настоящее время еще широко при-
меняется килогра мм-сила на квадратной сантиметр:
[р] = кгс/см2.
§ 2. Давление абсолютное и избыточное. Вакуум. Основное уравнение
гидростатики. Закон Паскаля
Для характеристики состояния газов используется понятие
абсолютное (истинное) давление рабс, которое представляет собой
давление газов, заключенных в трубопроводах и сосудах, на стенки
последних. Абсолютное давление является параметром состояния
газов.
Для определения результирующих усилий, приложенных к стен-
кам трубопроводов, используют понятие избыточного давления ри3б,
которое представляет собой либо разность между абсолютным давле-
нием жидкости или газа в сосуде и барометрическим давлением
среды рбар:
Ризб Рабе Рбар’ (И)
либо разность между барометрическим давлением и абсолютным
давлением (рбар>рабс):
Рвак =Рбар Рабо (12)
где Рвак — давление, показываемое вакуумметром.
Таким образом, вакуум создается в сосуде, абсолютное давление
в котором ниже барометрического (атмосферного). Чем меньше
абсолютное давление в сосуде, тем больше вакуум. Если избыточное
давление отсутствует, барометрическое давление также является
абсолютным.
При помощи пружинных манометров измеряется избыточное
давление нефти, нефтепродуктов или газа в сосудах и трубопро-
водах.
Давление в газопроводах низкого давления измеряется водяными
манометрами в миллиметрах водяного столба (мм вод. ст.).
Для пересчета единиц давления можно использовать следующие
соотношения:
1 кгс/м2 = 9,81 н/м2-,
1 кгс/м2 = 1 мм вод. ст.-,
13
1 мм вод. ст. — 9,81 н/м2;
1 мм pm. ст. = 133,3 н)м2;
1 н/м^ — 0,102 кгс/м2-,
1 h/jh2 = 10,2 • 10~6 кгс/см2;
1 н/л42 = 0,102 мм вод. ст.;
I h/jh2 = 7,5-10’3 мм рт. ст.
Как было показано выше, гидростатика занимается изучением
закона распределения истинных
Рис. 1. Распределение давления
в покоящейся жидкости.
давлений в покоящейся жидкости.
Она позволяет вычислять суммар-
ные силы, действующие со сторо-
ны жидкости на стенки сосудов
и погруженные в нее тела.
Величина гидростатического
давления в каждой точке покоя-
щейся жидкости одинакова во
всех направлениях. Поэтому,
если с любой точкой совместить
плоский элемент весьма малых
размеров, то давление на его по-
верхность будет одинаковым, ка-
ким бы образом он ни распола-
гался пространственно.
Если жидкость находится в покое, давление изменяется только
с глубиной.
Найдем распределение давления в покоящейся жидкости. Пусть
жидкость находится в резервуаре (рис. 1). Уровень жидкости z0.
Жидкость испытывает давление силы тяжести самой жидкости
и давление среды р0 на ее поверхность.
Разность давлений в точках М2 и Мг не зависит от давления на
поверхность жидкости рй и определяется разностью высот располо-
жения точек и плотностью жидкости:
Др = р2 —Pi = pg(zi—Z2) = pg Дг, (13)
где g — истинное ускорение силы тяжести;
р — плотность жидкости;
Ди — разность высот расположения двух точек.
Выражение (13) известно под названием основного урав-
нения гидростатики. Используя уравнение (13), можно
найти давление р в любой точке жидкости:
P = Po + pg(zo — z). (14)
Если резервуар открыт, то давление р0 равно атмосферному
давлению. В герметичных резервуарах давление р0 на поверхность
жидкости может отличаться от атмосферного.
1-4
Из формулы (14) следует, что если в точке 0 давление увели- \
чится на некоторую величину, то на такую же величину возрастает )
давление й во всякой другой точке М жидкости. В этом заключается /
закон Паскаля.
Уравнение гидростатики (14) используется для расчета давления
жидкости на стенки резервуаров и трубопроводов.
§ 3. Пьезометрическая высота
Пьезометрическая высота имеет следующий физический смысл.
Пусть в трубопроводе находится жидкость под избыточным давле-
нием р. В верхней части трубы просверлено отверстие и к нему при-
соединена вертикальная трубка (рис. 2). Жидкость
под действием силы давления будет подниматься
вверх по трубке до тех пор, пока давлейие в трубе а ----------
не уравновесится давлением столба жидкости ;
в вертикальной трубке.
Воспользуемся уравнением (14) для определе- х-
ния избыточного давления в трубе. Учитывая со-
отношение (11), получим:
p = hpg, /НрХ
откуда / р | \
h — (15) ( )
Pg \ /
Высота, на которую поднимается жидкость -----------------х
в вертикальной открытой трубке под действием из- рис 2 дьезо-
быточного давления, называется пьезометри- ’ меТр.
ческой высотой.
Таким образом, пьезометрической высотой называют величину,
которая получается в результате деления гидростатического давле-
ния на удельный вес жидкости.
Измеряется пьезометрическая высота в метрах (л*):
[М
н • .w3 • сек2
л12 • кг • м
С помощью трубок может измеряться избыточное давление жид-
костей в трубопроводах и сосудах.
Приборы, которыми измеряют давление в жидкости непосредст-
венно высотой столба той же самой жидкости, называют пьезо-
метрами. Ограниченные вертикальными размерами трубок пьезо-
метры позволяют измерять сравнительно небольшие избыточны^
давления.
Возьмем две произвольные точки в жидкости 1 и 2. Соотношение
(14) для этих точек, после деления его членов на pg, можно перепи-
сать в следующем виде:
— -(-2!=— +Z2.
pg ' 1 Pg
(16)
15
Последнее условие записано для произвольных точек покоя-
щейся жидкости. Основное уравнение гидростатики (16) в этом
виде формируется так: для всякой точки покоящейся
жидкости сумма пьезометрической и ниве-
лирной высот — величина постоянная.
Например, если в точке а покоящейся жидкости в наклонном
трубопроводе (рис. 3) (при отсутствии движения), координата кото-
рой равна zlt давление равно р±, в точке b (координата z2) давление
равно р2, а в точке с (координата z3) давление ps, то на основании
уравнения (16), можно записать:
-^--(-2!== —+ и2=^-+г3 = Я,
pg 1 1 pg 2 pg 3
где Н — высота подъема жидкости в пьезометрах, отсчитываемая
от условного уровня (z = 0).
Рис. 3. Иллюстрация уравнения (13). Рис. 4. Жидкостный манометр.
1 — наклонный трубопровод, заполненный жидко- 1 — сосуд; 2 — ртуть
стыо; 2 — пьезометры
Последнее условие не зависит от формы и размеров трубопро-
вода. Уравнение (16) справедливо для любого сосуда или резервуара.
Для измерения невысоких давлений и вакуумов находят практи-
ческое применение жидкостные манометры и вакуумметры.
Манометр (рис. 4) представляет собой [/-образную трубку, запол-
ненную рабочей жидкостью (обычно ртуть или вода).
Под давлением жидкости, находящейся в сосуде, уровень и
ртуть в левом колене манометра понизится, а в правом поднимется.
Если правый конец трубки жидкостного манометра открыт, то давле-
ние столба ртути h будет уравновешиваться избыточным давлением
жидкости в сосуде р и столбом жидкости hr. Условия равновесия
можно записать в виде:
p + hj.Pig = hp2g,
откуда давление в сосуде будет равно:
р = hp2g — k1p1g = g (hp2 — fenp,),
где px и p3 — соответственно плотность жидкости в сосуде и ртути.
16
В случае измерения давления газа давлением столба газа можно
пренебречь по сравнению с давлением столба ртути или воды. Тогда
давление в сосуде будет равно:
Р hp2g.
Устройство жидкостного вакуумметра аналогично устройству
жидкостного манометра. При измерении вакуума в сосуде уровень
рабочей жидкости в левом колене будет выше, чем уровень в правом
колене жидкостного вакуумметра. Атмосферное давление, действу-
ющее на жидкость в правом колене вакуумметра, уравновешивается
давлением избыточного столба ртути h в левом колене прибора,
столбом жидкости h± и абсолютным давлением в сосуде.
Это условие запишется в' виде:
Po=Pi4-P2^ + P'i^i>
откуда абсолютное давление в сосуде
Р1=Ро~ ^(р^ + рЛ)>
где pQ — атмосферное давление;
рг — абсолютное давление в сосуде.
Разность между атмосферным давлением и абсолютным давле-
нием в сосуде показывает вакуум
Рз=Ро - Pi = g (Рг^—РМ
Наименьшее абсолютное давление в сосуде, которое можно
измерить жидкостным вакуумметром, не может быть меньше, чем
упругость паров рабочей жидкости при температуре измерения.
УУУУ&
§ 4. Гидравлические машины
Принцип действия гидравлических машин основан на способ-
ности жидкости передавать измерение внешнего давления во все
точки занятого ею пространства (закон Паскаля).
Наиболее распространенными гидравлическими машинами явля-
ются гидравлический пресс, гидравлический аккумулятор, гидра-
влический домкрат и гидравлический мультипликатор. Гидравли-
ческий аккумулятор служит для накопления энергии и расходова-
ния ее в периоды напряженной работы; гидравлический домкрат —
для поднятия грузов; гидравлический мультипликатор — для уве-
личения давления в производственных установках. На газопрово-
дах гидравлический мультипликатор предназначается для подачи
смазки в узлы запорных клапанов, на гидропрессовых установ-
ках — в случае, если давление, создаваемое аккумулятором, бывает
недостаточным.
Гидравлический пресс применяется для сжатия грузов. Схема
его приведена на рис. 5. В рабочем цилиндре пресса давление соз-
дается при помощи небольшого насоса. На поршень насоса действует
2 Заказ 861
УфийСйвв в/в „XHMSFOM’ |
aajчи о-тsх н»ч©еааз I
БИБЛИОТЕКА J
17
сравнительно небольшая сила, равная произведению давления жид-
кости на площадь поршня насоса. На поршень гидравлического
пресса будет действовать большая сила, которая равна произведе-
нию давления на площадь поршня пресса. Разность уровней жид-
кости здесь невелика и не имеет существенного значения. Сила,
Рис. 5. Схема гидравлического пресса.
1 — поршень гидравлического пресса; 2 — импульсная трубка;
з — насос
действующая на поршень гидравлического пресса, будет больше
силы, действующей на поршень насоса, во столько раз, во сколько
площадь поршня пресса больше площади поршня насоса.
§ 5. Давление жидкости ни плоские и криволинейные поверхности
При строительстве резервуаров, плотин, подпорных стенок
и других сооружений, имеющих плоские или криволинейные поверх-
ности, необходимо знать суммарное давление жидкости на стенки.
Определим вначале суммарное усилие со стороны жидкости на
плоскую стенку ABGD. Рассмотрим резервуар с плоской наклонной
стенкой (рис. 6). Резервуар заполнен жидкостью до уровня й. Так
как стенка плоская, то давление на отдельные элементы, перпенди-
кулярные плоскости стенки, можно изобразить линиями, параллель-
ными между собой.
Начало отсчета высот возьмем на свободной поверхности жид-
кости в точке 0 и направим ось z вниз. На поверхность жидкости
действует атмосферное давление р0. Избыточное давление на поверх-
ности жидкости равно нулю.
Составим основное уравнение гидростатики для двух точек
в жидкости. Точку 0 возьмем на поверхности жидкости, точку т —
18
на стенке на глубине z. Изыточное давление в этой точке найдем
из уравнения (16):
-Ризб +(_z)= Роизб_}_(_ z ) //
pg ' ' ' pg ' °'
где Рнзб — избыточное давление в точке т;
z — координата точки т;
р0 изб — избыточное давление на поверхности жидкости (р0 изб =
= 0);
z0 — координата поверхности жидкости (z0 = 0).
Из последнего соотношения следует:
Ризб = Р^- (16а)
Рис. 6. Резервуар с наклонной плоской стенкой.
Из формулы (16а) следует, что избыточное давление в жидкости
растет прямо пропорционально глубине. На рисунке закон изме-
нения давления представлен в виде прямой линии BE.
Наибольшее давление будут испытывать нижние точки стенки
при z = h:
Pi==Qgh.
Среднее избыточное давление на наклонную стенку
„ Роизб+Рх ®-\-pgh 1 ,
Р*-------2 2 2
Это следует из прямоугольного треугольника АВЕ.
Полное усилие (равнодействующая давлений) на стенку получим,
если умножим среднее давление на площадь стенки:
p = = —pgfebZ,
где Ь — ширина стенки (Ъ = ВС)‘,
I — длина наклонной стенки, смоченной водой (I — АВ).
Равнодействующая давления Р приложена перпендикулярно
стенке резервуара на глубине 2/37г. Так как график изменения давле-
ния жидкости на стенку представляется в виде треугольника, равно-
действующая давлений жидкости всегда приложена ниже центра
2* .19
тяжести фигуры, изображающей смоченную часть плоской
стенки.
Криволинейную стенку можно представить в виде многоуголь-
ника, вписанного (или описанного) в криволинейную поверхность
стенки. При безграничном уменьшении размеров граней многогран-
ник будет совпадать с криволинейной поверхностью.
Полное давление жидкости на криволинейную стенку можно
найти как сумму давлений на плоские грани многогранника, число
граней которого безгранично увеличивается.
Рассмотрим давление на цилиндрическую поверхность, прохо-
дящую через две стороны прямоугольного сосуда (рис. 7). Высота
жидкости в резервуаре равна h.
Жидкость находится с обеих
Рис. 7. Давление жидкости на криво-
линейную стенку.
сторон криволинейной поверх-
ности, делящей резервуар на
две части. Смоченная часть
криволинейной поверхности бу-
дет испытывать одинаковое да-
вление как со стороны жид-
кости, расположенной в I части
сосуда, так и со стороны жид-
кости, находящейся во II части
сосуда. Сила давления на ма-
лый элемент о цилиндрической
поверхности, который можно
считать плоским, будет:
Л = Л = №гю,
где Р±, Р2 — силы, направленные на криволинейную стенку, соот-
ветственно со стороны областей I и II;
zx, z2 — глубины погружения рассматриваемых элементов
поверхности.
Поскольку силы Рг и Р2 равны, равны между собой будут также
и суммарные давления на криволинейную поверхность со стороны
жидкости в отсеке I и со стороны жидкости в отсеке II
Rr = R2.
Разложим эти силы на составляющие, параллельные осям коор-
динат. Соответствующие составляющие будут попарно равны и
противоположны по направлению:
Rxi = Rxz и Rzt — Rzt.
Если сосуд I и сосуд II рассмотреть отдельно, то можно заклю-
чить, что полное давление жидкости Q2 на стенку ad равно и противо-
положно направлено горизонтальной составляющей полного давле-
ния на цилиндрическую стенку qc — силе RXs. Поскольку рассма-
20
триваемая система находится в покое, силы, взятые по соответству-
ющим осям, должны быть равны.
Горизонтальная составляющая давления на криволинейную
стенку RXi будет также равна давлению на плоскую стенку Ьс и на-
правлена противоположно.
Плоская стенка ad является проекцией кривой стенки qc на вер-
тикальную плоскость, перпендикулярную чертежу.
Из только что рассмотренного следует правило: проекция на
какую-либо горизонтальную ось силы полного давления жидкости
на криволинейную стенку равна полному давлению жидкости на
вертикальную стенку. Площадь этой стенки равна площади проек-
ции данной криволинейной стенки на плоскость, перпендикулярную
направлению горизонтальной оси. Формы стенки и проекции криво-
линейной стенки совпадают.
§ 6. Гидростатический парадокс
Возьмем несколько сосудов различной формы, имеющих равные
площади / плоских круглых днищ (рис. 8). Все сосуды заполнены
до одинакового уровня Н.
Рис. 8. Давление жидкости на днище сосудов различной формы.
Гидростатическое давление на днище во всех трех сосудах равно
pgH. Полное давление на каждое днище определяется весом жидкости
в объеме цилиндра abed и равно fpgH. Таким образом, полное, давле-
ние на днище во всех сосудах одинаково.
Взвесив жидкость в каждом сосуде на весах, можно убедиться,
что наибольшее количество жидкости находилось в третьем сосуде,
а наименьшее — в первом.
Горизонтальная слагающая полного давления на поверхность
любого сосуда равна нулю. Вертикальная слагающая полного давле-
ния на боковые стенки второго сосуда равна нулю. В первом
сосуде вертикальная слагающая полного давления на боковую
коническую стенку направлена снизу вверх. Эта сила численно
равна весу жидкости в заштрихованной части объема. Поэтому
полное давление рх на дне первого сосуда будет больше, чем вес G±
жидкости в нем, на величину полной вертикальной составляющей
21
силы на боковую стенку, которая равна весу жидкости в заштрихо-
ванной части объема.
В третьем сосуде полное давление р3 на дно меньше, чем вес
жидкости Gs, на величину полной вертикальной составляющей силы
на стенку или на величину, равную весу жидкости в заштрихован-
ной части объема. Сила эта направлена вертикально вниз. Таким
образом объясняется гидростатический парадокс, заключающийся
в том, что сила давления жидкости на дно сосуда, не зависит от
формы сосуда и количества жидкости в нем, а зависит только от
высоты столба жидкости в сосуде.
Для всех трех сосудов распределение давления будет одинаковым.
Поскольку избыточное давление в открытом сосуде равно нулю,
эпюра давления будет иметь вид прямоугольного треугольника.
В основании треугольника в масштабе откладывается давление
на дно сосуда (р = pgH).
§ 7. Поверхности равного давления
Поверхностями равного давления называются такие, все точки
которых подвергаются одинаковому гидростатическому давлению.
Свободная поверхность жидкости является примером поверх-
ности равного давления.
На жидкость, находящуюся в покое, действуют сила тяжести
и давление на ее поверхность. Поэтому из основного уравнения
гидростатики можно написать:
P = Po + pg(zo — z).
Для поверхности равного давления значение р следует принять
постоянным. Для выполнения последнего равенства координата z
-также должна иметь постоянное значение.
Таким образом, для жидкости, покоящейся в сосуде, поверхно-
стями равного давления являются горизонтальные плоскости.
§ 8. Относительный покой жидкости
Под относительным покоем жидкости будем понимать такое
состояние, при котором в движущейся жидкости отсутствуют пере-
мещения отдельных ее частиц по отношению друг к другу.
Если железнодорожная цистерна, частично заполненная нефтью,
движется прямолинейно с некоторым ускорением, то жидкость будет
находиться в покое относительно котла цистерны (рис. 9).
Жидкость может также находиться в относительном покое, если
она заполняет резервуар, вращающийся с постоянной угловой
скоростью.
На жидкость, находящуюся в относительном покое, действуют
силы тяжести и инерции.
Рассмотрим распределение ДНВЛСНИЯ Я» ТТ ГТК ОСТТГ г> ДВ11/К уТЦиИСЯ
с ускорением а железнодорожной цистерне. Цистерна была запол-
22
йена нефтью до уровня Н. На поверхность нефти действует атмосфер-
ное давление р0.
Распределение давления жидкости в любой точке пространства
будет определяться формулой
Р=Ро + Рё(Н—z) — pax, (17>
где х — расстояние по горизонтали от оси z (х принимают как поло-
жительные, так и отрицательные значения).
Если в формуле (17) принять р = р0, то получим поверхность
равного давления:
Z==#_^L. (18>
Последнее уравнение описывает линейный закон изменения
уровня нефти при движении цистерны с-ускорением, равным а.
Рис. 9. Относительный покой нефти в дви-
жущейся железнодорожной цистерне.
Рис. 10. Относительный покой
жидкости во вращающемся
сосуде.
Если цилиндрический сосуд с жидкостью долго вращается вокруг
своей оси, то жидкость будет вращаться с той же угловой скоростью
со. На частицы жидкости, находящиеся в резервуаре, действуют силы
тяжести и центробежная.
Давление в любой точке вращающейся жидкости (рис. 10) будет
распределяться по закону:
P = Po + Mz+P (19>
где г — переменный радиус.
Подставляя в формуле (19) значение давления р = pQ, получим
закон изменения уровня жидкости по радиусу сосуда (или уравне-
ние свободной поверхности):
_ ГТ , Ш2г2
‘-Н+^Г-
(20>
где Н — уровень жидкости на вертикальной оси сосуда при враще-
нии жидкости.
Если сосуд с жидкостью поднимается вверх с ускорением а,
то поверхности равного давления будут горизонтальными плоско-
стями, как и в случае абсолютного покоя жидкости в сосуде.
23
§ 9. Равновесие тела, погруженного в жидкость. Закон Архимеда
Погруженное в жидкость тяжелое тело, например камень, опу-
стится на дно сосуда. Тело более легкое, например пустотелый метал-
лический шар, будет плавать на поверхности жидкости, будучи
несколько погруженным в жидкость. Рассмотрим условия равнове-
сия тел в жидкости.
Смоченную поверхность всякого тела можно рассматривать
как криволинейную стенку. Горизонтальные составляющие полного
давления в этом случае будут равны нулю, так как горизонтальные
силы гидростатического давления урав-
Рис. 11. Давление жвдко-
новешивают друг друга.
Пусть тело массой М полностью погру-
жено в жидкость (рис. 11).
На верхнюю часть поверхности АВС
тела жидкость давит с силой, равной
весу заштрихованного столба жидкости:
pgV (АВСС'А'А).
На нижнюю часть поверхности ADC
тела жидкость давит с силой, рав-
ной pgV (АА'С'СВА).
Полное усилие со стороны жидкости
на погруженное тело будет равно разно-
сти усилий на нижнюю и верхнюю части
тела:
A^ = pg71, (21)
•сти на погруженное тело.
где — объем тела.
Сила N называется архимедовой подъемной силой. Равенство (21)
носит название закона Архимеда.
Согласно закону Архимеда на всякое тело, погруженное в жид-
кость, действует со стороны этой жидкости подъемная сила, напра-
вленная вверх и равная весу вытесненной телом жидкости.
Так как давление жидкости с глубиной погружения увеличи-
вается, сила давления жидкости, действующая на нижние элементы
поверхности тела, всегда больше, чем сила давления, действующая
на верхние элементы. Результирующая всех этих сил давления
оказывается направленной вверх и называется подъемной силой.
Сила веса тела направлена вниз и противоположна направлению
подъемной силы.
Если вес тела больше, чем подъемная сила (gM >АГ), то тело
будет опускаться на дно сосуда.
Если вес тела будет меньше, чем архимедова сила (gM <С N),
то тело будет всплывать.
Тело, плавающее на поверхности, только частично погружено
Р. ЖИПКОСТЬ ОбтпЛТ ттмгтиг'тшггггтт хгдпттт тотга папргг V». Сила Апхи-
JL» X». 11U X J ХХХХ V» XX хх^жхх х^„х«. г -- х-
меда и сила веса тела находятся в равновесии. Таким образом, для
-24
тела, плавающего на поверхности жидкости, имеем следующее усло-
вие:
или
ЛГ = рИ>. (21а)
Здесь масса плавающего тела, равна массе воды, вытесненной
телом из объема У2. Объем V2 меньше объема всего тела.
§ 10. Задачи
Задача 1. Определить давление на плоское дно вертикального сосуда, если
высота столба жидкости равна 5 м, избыточное давление газа на поверхность
жидкости составляет 0,5 кгс/см3. Плотность жидкости, находящейся в сосуде,
равна 800 кг/м3.
Решение
Начало вертикальной координаты z = 0 возьмем на дне резервуара.
Давление на дно определим по формуле (14):
Р = Ро + Р£ (zo —z).
Координата zo соответствует уровню жидкости в сосуде (z0 =5 м). Дав-
леные на поверхность жидкости р0 = 0,5 кгс/см3. Выразим давление в ньюто-
нах на квадратный метр (и/л3):
ра = 0,5- 9,81 -104.
Поскольку начало координат совместили с плоскостью дна сосуда пере-
менную координату z в расчетной формуле следует принять равной нулю (z = 0).
Давление на дно сосуда
р = 0,5 • 9,81 • 10+800 • 9,81 (5—0) = 88 • 103 н/м2.
Давление на дно сосуда в кгс1с.ч~
Ю~ 4
Р = 88-103 А— = 0,9.
VJU1
Задача 2. Поплавок уровнемера цилиндрической формы с плоскими
днищами. На какую глубину погрузится поплавок в жидкость, если его масса
равна 3 кг, а диаметр D = 0,5 л, плотность жидкости р = 700 кг/л3?
Решение
Расчет будем вести по формуле (21а), полученной из условий равновесия
сил для плавающего на поверхности жидкости тела:
И = рР2,
где М — масса поплавка;
р — плотность жидкости;
V% — объем погруженной части поплавка:
h — глубина погружения поплавка.
Из формулы (21а) получим:
откуда
h = ~7hn == °’0685 м = 6815 мм-
«мм •
Влиянием архимедовой силы воздуха в этой задаче пренебрегаем.
25
Глава III
ОСНОВЫ ГИДРОДИНАМИКИ
§ 1. Основные понятия и определения
Гидродинамика — наука о движении жидкостей под действием
внешних сил и о механическом взаимодействии между жидкостью
и соприкасающимися с нею телами при их относительном движении.
Гидродинамика является разделом гидравлики, в котором изуча-
ются законы движения жидкостей в трубах, каналах и пористых
средах.
Гидродинамика применяет основные законы и методы механики
и, учитывая общие свойства жидкостей, получает решения, позво-
ляющие определить скорость давления и касательные напряжения
в любой точке жидкости.
§ 2. Схема движения жидкости
При движении жидкости между стенками канала (например,
трубы) и жидкостью, а также между ее частицами возникают каса-
тельные силы (внутреннее трение). Касательные силы, проявля-
а б
Рис. 12. Распределение скоростей в потоке жидко-
сти вязкой (a) tl невязкой (б).
тощиеся только при движении (при наличии разности скоростей
в соседних точках жидкости), служат источником Сопротивления
движению.
Наблюдение над течением жидкости в трубах показало, что час-
тицы жидкости непосредственно соприкасающиеся со стенкой, при-
липают к ней и остаются неподвижными, т. е. скорость их равна
нулю. Движение струек потока, находящихся вблизи стенки, вслед-
ствие явления внутреннего трения тормозится этим прилипшим
неподвижным слоем жидкости. По мере удаления струек от стенок
трубы (или канала) скорость жидкости постепенно увеличивается.
Схема распределения скоростей жидкости представлена на рис. 12, а.
Наибольшая линейная скорость и0 наблюдается на оси трубы
(осевая скорость). Линейная скорость на произвольном расстоянии г
от оси трубы равна и. Как следует из рисунка, скорость и вязкой
жидкости в трубе меняется в пределах от нуля до и0.
В ряде случаев рассматривается движение идеальной жидкости,
полностью лишенной вязкости. Поскольку эффект прилипания и
внутреннего трения в зтом случае отсутствует, то все струйки потока
двигаются с одинаковыми скоростями (рис. 12, б).
26
§ 3. Расход жидкости и средняя скорость
Количество жидкости, выраженное в единицах объема, проте-
кающее через поперечное сечение потока в единицу времени, назы-
вается объемным расходом:
V
t ’
где <2 — объемный расход жидкости в м3/сек-,
V — объем жидкости в м3;
t — время в сек.
В качестве внесистемных единиц применяют: кубический метр
в час (лг3/ч), литр в секунду (л/сек) и др.
Количество жидкости, выраженное в единицах массы, протека-
ющее через поперечное сечение потока в единицу времени, назы-
вается массовым расходом:
М = ^-, (22)
где т — массовое количество жидкости в кг;
t — время в сек;
М — массовый расход жидкости в кг/сек.
В качестве внесистемных единиц массового расхода применяют
килограмм в час (кг/ч), килограмм в сутки {кг/сутки) и др.
Во многих задачах гидравлики удобно вводить так называемую
среднюю линейную скорость жидкости.
Средняя линейная скорость определяется как объемный расход
вещества через единицу поперечного сечения потока
и> = 4’ (23)
где w — средняя скорость в м/сек-,
F — площадь поперечного сечения потока в м2.
В гидравлических расчетах используется также понятие массовой
скорости.
Массовая скорость потока определяется как массовый расход
жидкости через единицу поперечного сечения потока:
М
u = — =pw, (24)
где и — массовая скорость в кг/(м2 - сек).
§ 4. Установившееся и неустаиовившееся движение.
Равномерное и неравномерное движение
Движение капельной жидкости при постоянной температуре
полностью характеризуется расходом и давлением в любой точке
трубопровода.
27
Движение, жидкости называется установившимся в тех случаях,
когда расход и давление в каждом данном сеченишпо длине потока
не изменяются во времени. Расход и давление жидкости могут
меняться от одного сечения к другому, но оставаться неизменными
во времени для каждого данного сечения.
Неустановившееся движение характеризуется изменением давле-
ния и расхода во времени в данном сечении потока. Примером неуста-
новившегося движения жидкости является истечение жидкостей
из сосудов при переменном уровне, гидравлический удар в трубо-
проводах, закачка жидкостей в резервуары и др.
Движение жидкостей в каналах и трубах может быть равномер-
ным и неравномерным.
Равномерным движением жидкости называется такое, при кото-
ром линейная скорость потока не меняется от одного сечения к дру-
гому. Движение несжимаемой жидкости в простом трубопроводе
постоянного сечения при полном заполнении его является равно-
мерным, так как линейная скорость постоянна по всей длине трубо-
провода.
Неравномерным движением жидкости называется такое, при кото-
ром линейная скорость потока меняется от одного сечения к другому.
Примером неравномерного движения является течение жидкости
в трубопроводе, по длине которого производится отбор жидкости,
или в трубопроводе переменного по длине поперечного сечения.
§ 5. Уравнение неразрывности
Уравнение неразрывности можно получить из закона сохранения
количества (массы) жидкости. В трубопроводе постоянного сечения
без отбора жидкости по длине количество жидкости, проходящей
через два произвольно взятых поперечных сечения трубопровода,
остается все время постоянным. Это относится, конечно, к устано-
вившимся режимам течения.
Если бы количество жидкости для двух поперечных сечений
трубопровода не было одинаковым, то масса ее между обоими попе-
речными сечениями трубопровода должна была бы неограниченно
возрастать или убывать, что противоречит принятому условию
установившегося течения жидкости.
Объем жидкости, проходящей через поперечное сечение трубо-
провода F в единицу времени, равен произведению линейной ско-
рости жидкости на площадь поперечного сечения трубы:
Q = Fw,
где Q — объемный расход жидкости (объем жидкости, проходящей
через поперечное сечение трубы в единицу времени).
Масса жидкости, проходящей через поперечное сечение трубо-
провода в единицу времени, равна объемному расходу, умноженному
на плотность жидкости р;
M = Fwp.
28
Требование сохранения массы газа в любом сечении трубопро-
вода выполняется при соблюдении условия
М = Fwp = idem. (25)
Это уравнение применимо для трубопроводов, не имеющих
путевых отборов или поступлений жидкости или газа по длине.
В случае газопроводов низкого давления плотность газа прини-
мается постоянной, т. е. газ считается несжимаемым. Для таких
газопроводов уравнение неразрывности можно записать в виде:
Q = Fw = idem. (26)
Таким образом, для газопроводов низкого давления, когда
плотность газа принимается постоянной, соблюдение уравнения
неразрывности сводится к сохранению постоянства объемного рас-
хода газа в любом сечении газопровода. Уравнение (26) можно
также применять и для газопроводов высокого и среднего давления,
но для малых относительных перепадов давления, когда для упро-
щения расчетов можно принимать плотность газа постоянной.
Уравнение неразрывности в виде (25) и (26) применимо также
для случаев перекачки несжимаемых жидкостей.
При гидравлическом расчете распределительных газопроводов
часто рассматриваются газопроводы с непрерывным отбором газа
по длине. В таких газопроводах количество газа от одного сечения
к другому меняется, т. е. условие сохранения массы газа нару-
шается.
Для решения задач, связанных с расчетом газопроводов, име-
ющих непрерывный отбор газа по длине, необходимо составить
уравнение баланса газа. При равномерном отборе газа уравнение
баланса газа для массового расхода будет иметь вид
М = М0—тх, (27)
где М0 — массовый расход газа в начальном сечении газопровода;
т — удельный отбор газа (в единицах массы газа в единицу
времени) на единицу длины газопровода;
х — расстояние от начала газопровода до рассматриваемого
сечения;
М — массовый расход жидкости в произвольном сечении газо-
провода.
Уравнение баланса жидкости или газа для объемного расхода,
когда можно считать газ несжимаемым, имеет вид:
Q=Q0-<p, (28)
где Q — объемный расход жидкости или газа в произвольном сече-
нии труб газопровода;
<20 — объемный расход жидкости или газа в начальном сечении
трубопровода;
20
q — удельный объемный отбор жидкости или газа в единицу
длины трубопровода.
При наличии транзитного (<?т) и путевого ((7П) расходов жидкости
или газа уравнение неразрывности можно представить в виде
<? = <?т4-<2п—qx=QT+qi-qx^Q.. + q{i— х), (29)
где I — длина трубопровода;
QT — расход жидкости или газа, перекачиваемого от начального
до конечного сечения трубопровода;
Qn — расход жидкости или газа, отбираемого по длине трубо-
провода.
Уравнения неразрывности и баланса количества жидкости или
газа будут использованы для вывода формул для гидравлических
расчетов трубопроводов.
§ 6. Уравнение Бернулли и его практическое применение
Уравнение Бернулли — уравнение гидродинамики, которое уста-
навливает связь между скоростью и давлением в потоке жидкости.
Оно используется при расчетах трубопроводов, насосов и т. д.
Первоначально уравнение было получено для идеальной жидкости.
Рис. 13. Течение жидкости в трубопроводе
переменного сечения.
В потоке идеальной жидкости (без учета вязкости) потенциаль-
ная работа расходуется на изменение кинетической энергии потока
и изменение положения элементов жидкости в поле силы тяжести.
Удельная потенциальная работа потока несжимаемой жидкости
на некотором участке трубы (работа, отнесенная к одному кило-
грамму жидкости) равна произведению удельного объема на разность
давлений в конечных сечениях участка трубопровода (рис. 13):
р(Р1—Р4)-
(а)
зо
Изменение удельной кинетической энергии потока на рассматри-
ваемом участке равно
где и?! — линейная скорость жидкости в сечении 1—1 рассматрива-
емого участка;
— то же, в сечении 2—2;
а — поправочный коэффициент, учитывающий распределение
скоростей в потоке.
Изменение удельной энергии положения при подъеме жидкости
на высоту от zx до z2 равно
g (z2 —— zx), (в)
где zx и z2 — геодезические отметки оси трубопровода в сечениях
1-1 и 2—2;
g — истинное ускорение земного притяжения.
Потенциальная энергия потока может создаваться насосом или
компрессором.
Учитывая распределение потенциальной работы, можно записать:
р (А,—А) — а + g (z2 -- zj,
или учитывая, что удельный объем обратно пропорционален плот-
1
ности v =—:
р 2 г
Последнее выражение можно переписать в виде:
-f- + a Jf- + gz1 = -^- + a-^- + gz2. (30)
Уравнение (30) есть уравнение Бернулли для потока идеальной
жидкости. Оно связывает удельную энергию потока в двух сече-
ниях. Полная удельная энергия потока в любом сечении характери-
зуется суммой трех слагаемых. Первое слагаемое характеризует
удельную потенциальную энергию давления, второе — удельную
кинетическую энергию й третье определяет удельную энергию
положения рассматриваемого сечения потока жидкости в поле зем-
ного притяжения.
Энергия потока выражается в джоулях (дж = 1 н-м). Удель-
ная энергия потока выражается в джоулях на килограмм (дж/кг).
Рассмотрим единицы измерения трех слагаемых уравнения (30):
р Г н • м2 н-м дж "1
р |_ м2 • кг кг кг J ’
W2 __Г Л12 КЗ • .И • Л1 н-м _ дж "I
2 |_ сек2 ~~ сек2 -кг кг кг J ’
__Г jh • м кг- м-м _ н-м __ дж "1
6 |_ сек2 сгк2 -кг кг кг J'
31
Таким образом, единицы измерения всех трех слагаемых опре-
деляют удельную энергию потока, т. е. энергию, отнесенную к 1 кг
жидкости.
Из уравнения (30) следует, что полная удельная энергия потока
в первом сечении равна полной удельной энергии во втором сечении.
Поскольку сечения потока были выбраны произвольно, можно
заключить, что полная удельная энергия потока идеальной жидкости
будет оставаться постоянной в любом его сечении.
Таким образом, уравнение Бернулли представляет собой закон
сохранения механической энергии при движении идеальной несжи-
маемой жидкости.
Реальная жидкость вследствие вязкости испытывает сопроти-
вление при своем движении. Часть энергии потока расходуется
на преодоление сопротивлении в каналах.
Поэтому в случае движения реальной жидкости удельная энер-
гия потока не может оставаться постоянной.
В связи с наличием сопротивления удельная энергия от одного
сечения к другому будет отличаться на величину потерь энергии
на преодоление сопротивлений.
Если обозначить затраты удельной энергии на преодоление сопро-
тивлений через Z1>2, то получим следующую запись уравнения Бер-
нулли применительно к тем же двум сечениям (рис. 13), потока
реальной жидкости:
-v + a Jy- + g'z1 = -^-+-a-^--|-gz2-hZ1,2. (31)
Уравнение (31) является уравнением баланса удельных энергий
потока реальной жидкости. Из него следует, что изменение полной
удельной энергии потока жидкости, слагающейся из энергии кине-
тической, потенциальной (положения) и давления, происходящее
при перемещении 1 кг жидкости из одного сечения канала в другое,
равно удельной энергии, потерянной на преодоление сопротивлений
между этими двумя сечениями.
Чем больше сопротивлений преодолевает поток жидкости на
своем пути, тем более интенсивно идет процесс уменьшения запаса
полной удельной энергии потока.
Уравнение (31) можно представить в другом виде. Умножим
левую и правую части (31) на плотность жидкости и сгруппируем
все слагаемые, кроме давления, в правой части. Получим:
ip2 __ ,».2
Pi—А = Р« —"-у- + Pg (z2 — zj + pZi, 2. (32)
Из выражения (32) следует, что для увеличения линейной ско-
рости жидкости от до w2 на участке трубопровода от сечения 1—1
до сечения 2—2 (рис. 13), для подъема жидкости от высоты zx до z2
и преодоления сопротивлений по длине данного участка трубопро-
вода необходимо создать перепад давления, равный рг — р2-
32
I
Все слагаемые уравнения (31) представляют собой удельную
энергию.
При умножении всех слагаемых на плотность получаем:
wl— w? Г кг н-м к 1
Pa^T^=L^—=
Теперь каждое слагаемое выражается в единицах давления —
в ньютонах на квадратный метр (н/м2).
Уравнение Бернулли широко применяется при расчетах водо-
проводов, нефтепроводов, газопроводов, насосов и т. д.
§ 7. Пьезометрическая линия- Пьезометрический и гидравлический
уклоны
В § 3 второй главы было введено понятие пьезометрической
высоты. Пьезометрическую высоту называют также напором. Таким
образом, напор есть высота, на которую
в пьезометре под действием гидростати-
ческого давления в трубопроводе.
Разделим в уравнении (31) все слагае-
мые на истинное ускорение земного при-
тяжения:
Рё
2g + 1 Pg
wl 7 | *1,2
2F + Z2+ g •
(33)
поднимается жидкость
Рис. 14. Иллюстрация ско-
ростного напора.
Первое слагаемое в левой части урав-
нения (33) есть пьезометрическая высота,
или напор.
Второе слагаемое представляет собой скоростной напор. Это на-
звание имеет следующее физическое обоснование.
Пусть в открытом канале движется какая-нибудь жидкость
(рис. 14) со скоростью w. Поместим в поток этой жидкости стеклян-
ную трубку, изогнутую под углом 90°. Один конец трубки напра-
вим против течения. Другой конец трубки перпендикулярен поверх-
ности воды и выступает из нее на некоторую высоту.
Движущая жидкость будет оказывать давление на конец трубки.
Давление будет создаваться за счет кинетической энергии потока.
В результате воздействия потока жидкость в вертикальном колене
трубки поднимается на некоторую высоту, при которой наступит
равновесие: давление столба жидкости в трубке уравновесит воз-
действие движущейся жидкости.
Высота столба жидкости в вертикальном колене трубки есть
скоростной напор. Величина скоростного напора не зависит от плот-
ности жидкости, и определяется только линейной скоростью и уско-
рением силы тяжести.
3 Заказ 861
33
Скоростной напор будет одинаковым при течении любой жидкости
независимо от ее плотности, если течение происходит с одной и той
же линейной скоростью.
Третье слагаемое левой части уравнения (33) представляет собой
нивелирную высоту, или высоту расположения рассматриваемого
сечения потока над некоторой плоскостью отсчета.
Таким образом, все слагаемые уравнения (33) характеризуют
высоты. Единицей измерения их является метр (м):
w3 Г 3f2 • сек3 "1
а -о— “ ----5----= М .
2g L Сек2-Л1 J
Понятию напор может быть дано и другое физическое объяснение.
Выпишем единицы измерения пьезометрического напора:
д р Г «• л^з -I н.м _ дж , работа
Р pg Lм2 •кг (м/сек3) J кг (м/сек3) н сила
Таким образом, напор есть работа, деленная на силу. Из послед-
них соотношений видим, что напор не зависит от того, в какой си-
стеме выражается единица силы. При переходе к любой другой си-
стеме числитель и знаменатель в выражении напора изменяются
в одинаковое число раз.
Следовательно, пьезометрический напор можно понимать как
работу единицы силы на пути, равном hp. Таким же образом можно
интерпретировать и понятие скоростного напора.
Если единицы силы в числителе и знаменателе сократить, полу-
чим напор в метрах
, г дж н • м “1
=ле.Г
Рассмотрим баланс напоров при движении по трубопроводу
идеальной жидкости. При этом потери напора на сопротивление
отсутствуют (Z1>2 = 0).
Уравнение (33) для идеальной жидкости имеет вид
Pi . ш? , р-> , wl . /о
— -ha —- + Zi =-^-4-а -^--)-z2. (34)
pg 1 2g 1 pg 1 2g 2 ' '
Из выражения (34) следует, что при течении идеальной жидкости
сумма трех высот остается постоянной по длине трубопровода
(рис. 15).
В первом сечении напорного (жидкость находится под избыточ-
ным давлением) трубопровода — линейная скорость жидкости мень-
ше, чем во втором, поскольку во втором сечении диаметр трубопро-
вода меньше.
Нивелирная отметка второго сечения выше, чем первого. По-
этому энергия потока расходуется на преодоление разности высот
и увеличение скорости жидкости. В связи с этим пьезометрический
напор во втором сечении меньше, чем в первом:
( р2 Р1 )
\ pg pg )’
34
В случае движения реальной жидкости по напорному трубо-
проводу постоянного сечения баланс напоров можно выразить урав-
нением (33). Так как сечение трубопровода постоянно по длине,
то и линейная скорость во всех сечениях одна и та же. В связи с этим
скоростной напор также одинаков во всех сечениях трубопровода
(рис. 16).
Линия 1 на рис. 16 представляет собой линию полных напоров
в трубопроводе. Отрезок й2 характеризует потерю напора в сопроти-
влениях. Таким образом, полный напор во втором сечении меньше,
чем в первом, на величину потери напора й2.
Рис. 15. Иллюстрация балансов напоров при дви-
жении идеальной жидкости в напорном трубопроводе.
Изменение суммы трех напоров (нивелирного, пьезометрического
и скоростного) при перемещении жидкости из одного сечения потока
в другое равно высоте потерянного напора (потере напора), затра-
ченного на преодоление сопротивлений между этими двумя сечениями.
Отрезки от пунктирной линии до линии 1 полного напора харак-
теризуют суммарные потери напора на трение от начала участка
до рассматриваемого сечения.
Линия 2, проходящая через точки пьезометрических напоров,
называется пьезометрической линией.
Уклон линии 2 зависит от величины потерь напора на трение й2.
Чем больше потери на трение по длине трубопровода, тем больще
уклон пьезометрической линии. Для характеристики угла наклона
пьезометрической линии введено понятие гидравлического (или,
что то же, пьезометрического) уклона.
Гидравлическим уклоном называется отношение потери напора
на трение к длине рассматриваемого участка. Обозначается гидрав-
лический уклон буквой I:
/=-лт=Н- (35)
, />«• I •'И’ I
3*
35
Гидравлический уклон по своему физическому смыслу характери-
зует потерю напора на единице длины трубопровода и выражается
в метрах на метр длины трубы, т. е. является безразмерной величи-
ной.
§ 8. Задачи
Задача 3. Найти распределение давления в вертикальном трубопроводе
при остановке перекачки по нему жидкостей.
Решен и.е
Начало координат z, примем в верхней точке трубопровода. Для расчета
воспользуемся формулой (32), в которой при условии отсутствия перекачки
принимаем:
Рис. 16. Баланс напоров при течении вязкой жидко-
сти по напорному трубопроводу.
1 — линия полных напоров; 2 — линия пьезометрических
напоров
Давление р2 ~ Р будем рассматривать в любой произвольной точке верти
кального трубопровода z2 = z. При этих условиях из формулы (32) получим*
Pl~ Р = pg (г — zi)
ИЛИ
Р = Pl+pg(Zl — Z).
Эта формула описывает изменение давления несжимаемой жидкости в вер-
тикальном трубопроводе при известном давлении рг трубопровода. Эту задачу
можно также решить, используя законы гидростатики.
Задача 4. Определить энергию, необходимую для перекачки идеальной
жидкости на участке трубопровода. Линейная скорость в начале участка 2 м/сек,
в конце — 6 м/сек.
Геодезическая отметка начальной точки трубопровода zL = 10 м, отметка
конечной точки z2 = 60 м. Расход жидкости в единицах массы М = 20 кг/сек.
Коэффициент а принят равным а = 1,1.
Решение
Удельную энергию, необходимую для перекачки идеальной жидкости,
определим по формуле
31 = v (pi — р2) = « —+ g (z2 — zi).
36
Ускорение силы тяжести примем равным 9,81. Подставим в формулу нисло-
вые значения параметров:
Э1 = 1,1 + 9,81 (60—10) = 17,6 + 491,1 = 509 дж/кг.
Полная секундная работа, или мощность, необходимая для перекачки,
будет: *
Э = Э1М = 509 • 20 = 10,2 • 103 дж/сек.
Из данных расчета следует, что основная часть энергии расходуется на
подъем жидкости от 10 до 50 м.
Задача 5. Определить перепад давления на участке трубопровода перемен-
ного сечения при перекачке по нему нефти плотностью р = 850 кг]м3. Линей-
ная скорость в начале трубопровода = 1 м]сек, в конце ш2 = 5 м]сек. Раз-
ность отметок трубопровода z2 — zt — 5,0 м. Перепад давления, необходимый
для преодоления гидравлических сопротивлений, составляет Дрх =
= 10 000 нМ2. Коэффициент а = 1,1.
Решение
Расчет производим по формуле (32). В этой формуле произведение p?i,2 есть
перепад давления, необходимый для преодоления гидравлических сопротивле-
ний.
Подставляя в формулу (32) числовые значения параметров, получим:
or;_1
Р1— р2 = 850 • 1,1 -—у—+ 850 • 9,81 • 5,0+1000 =
= 11220 + 41600 + 10000 = 62820 н/м».
Выразим перепад давления в килограммах на квадратный
сантиметр (кгс]смг):
P1-pz = 62 820 -^-£3 0,64.
и,о1
Такой перепад давления необходимо создать на участке трубопровода для
преодоления всех сопротивлений.
Задача 6. Определить, на какую высоту поднимется струя воды, выте-
кающая из трубопровода вертикально вверх. Линейная скорость воды на выходе
из трубопровода 15 м]сек. Сопротивлением струи о воздух пренебрегаем; Коэф-
фициент а принимаем равным единице (а = 1).
Решение
Для определения высоты подъема струи используем формулу (33). Для этого
перепишем ее в виде: А
Р1 — Р1 | „ —
z2—zi -------f- a--------------.
pg '2g g
Поскольку на струю воды действует атмосферное давление, то разность
давлений в начале и конце равна нулю:
Р1—Р2 = 0.
Линейная скорость воды в верхней точке струи равна нулю:
= 0.
Потери энергии на трение по условию задачи равны нулю:
11,2 = 0.
Тогда расчетная формула примет вид:
37
Подставив в нее числовые значения, получим:
152
М-
Таким образом, струя воды поднимется на высоту 11,4 м.
Глава IV
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ В ТРУБОПРОВОДАХ
§1 . Два режима течения жидкости
При течении жидкости в длинной трубе постоянного поперечного
сечения с небольшими линейными скоростями каждая частица
ее движется по прямолинейной траектории; течение происходит
Рис. 17. Распределе-
ние скоростей в трубе.
1 — ламинарный поток;
2 — турбулентный поток
упорядоченным образом в виде движущихся
один относительно другого слоев. Такой поток
называется ламинарным. При возрастании ско-
рости течения жидкости это упорядоченное
течение жидкости почти внезапно переходит
в неупорядоченное течение с сильным пере-
мешиванием в поперечном направлении. Такое
течение называется турбулентным.
В случае турбулентного течения на главное
движение жидкости, происходящее в направле-
нии оси трубы, налагаются поперечные дви-
жения, т. е. такие движения, направления
которых перпендикулярны оси трубы. Попе-
речные движения создают обмен импульсами
между соседними слоями. Это приводит к тому, что. распреде-
ление скоростей по поперечному сечению трубы при турбулентном
течении получается более равномерным, чем при ламинарном.
На рис. 17 изображены профили скоростей при ламинарном и тур-
булентном течениях в трубе.
Английский гидравлик Осборн Рейнольдс (1842—1912 гг.) про-
вел классические опыты, демонстрирующие эти два характера
течения. Чтобы сделать видимыми обе формы течения, в поток жид-
кости вводилась окрашенная струйка жидкости. До тех пор; пока
течение оставалось ламинарным, введенная в поток окрашенная
жидкость двигалась в трубе в виде резко очерченной струйки. Как
только течение становилось турбулентным, эта струйка расплыва-
лась и почти равномерно окрашивала всю движущуюся в трубе
жидкость.
Опытами Рейнольдса было установлено, что характер течения
жидкостей в трубах зависит от следующих четырех факторов: сред-
ней скорости жидкости, диаметра трубопровода, динамической вяз-
кости и плотности жидкости.
38
Оказалось, что ламинарное течение тем легче осуществить, чем
меньше скорость движения жидкости, меньше диаметр трубы, боль-
ше вязкость жидкости и меньше ее плотность. Турбулентное движе-
ние, в противоположность ламинарному, является результатом
больших скоростей движения жидкости, больших диаметров труб,
малой вязкости жидкости и большой ее плотности.
Переход ламинарного потока в турбулентный происходит при
вполне определенном и постоянном, соотношении средней скорости, '
диаметра трубопровода, динамической вязкости и плотности жид-
кости.
Для оценки характера течения Рейнольдсом был введен количе-
ственный критерий, который в честь автора назван числом Рей-
нольдса (Re). Многочисленные опыты, проведенные в различных
трубах с различными жидкостями, показали, что в практических
условиях переход ламинарного потока в турбулентный и обратно
происходит при значениях чисел Рейнольдса, лежащих в достаточно
узком интервале.
§ 2. Число Рейнольдса
Число Рейнольдса получается в результате сравнения сцд инер-
ции и сил внутреннего трепля стационарного потока жидкости
в трубопроводе. Силы внутреннего трения обусловлены вязкостью
перекачиваемой жидкости или газа, а силы инерции стационарного
потока — средней скоростью течения.
Силы инерции потока определяются следующим выражением:
(36)
где р — плотность жидкости;
w — средняя линейная скорость газа;
D — диаметр трубы.
Из выражения (36) следует, что силы инерции пропорциональны
плотности жидкости, линейной скорости движения и обратно про-
порциональны диаметру трубы.
Силы трения потока можно представить в виде
где р. — коэффициент динамической вязкости.
Из последнего выражения следует, что силы трения пропорцио-
нальны динамической вязкости и линейной скорости и обратно про-
порциональны квадрату диаметра. Сила инерции и сила трения
в формулах выражены на единицу длины трубопровода.
Таким образом, можно записать:
(366)
39
Число Рейнольдса потока называется отношение сил
к силам трения:
Re—2л_-п2£!_- — WPD
Ртр Р D • р •
Число Рейнольдса можно также представить в виде:
т-j uD
Re =----,
И
инерции
(36в)
(36г)
(36д)
где и — массовая скорость потока;
v — кинематическая вязкость жидкости или газа.
Число Рейнольдса является важной характеристикой течения.
Оно определяет относительную роль сил инерции и сил трения по-
тока. При малых числах Рейнольдса вязкость оказывает существен-
ное влияние на поток в целом, сглаживая возникающие в потоке
мелкие пульсации скорости. Поэтому изменения характеристик
течения (скорости пульсации) от точки к точке при малых числах
Рейнольдса оказываются довольно плавными. При больших числах
Рейнольдса преобладающее влияние оказывают силы инерции,
действие которых приводит к передаче энергии от одного элемента
потока к другому.
Значение числа Рейнольдса, при котором происходит переход
от ламинарного течения к турбулентному, называется критическим.
Пределы изменения критического числа Рейнольдса прибли-
женно можно принять равными:
Renp = 2000 -т-4000.
Движение жидкости или газа в трубах, характеризуемое числами
Рейнольдса менее 2000 (Re<2000), ламинарное, а более 4000(Re >>
4000) — турбулентное.
Число Рейнольдса можно выразить также через массовый и
объемный расходы:
Re=Jf^- = Jg-,
v 3tDv
о uD 4М
£10 ------ 1 f
р лЛр
где Q — объемный расход;
М — массовый расход.
В случае переменного расхода жидкости или газа с непрерывным
и постоянным отбором по длине получим:
Ве=Д57^о-^)-
40
где q — путевой отбор жидкости или газа по длине, выраженный
в единицах объема [м31(м сек')];
т — путевой отбор жидкости или газа по длине трубопровода,
выраженный в единицах массы (кзДл-сек)];
I — длина трубопровода;
х — расстояние от начала трубопровода до рассматриваемого
сечения.
§ 3. Потери напора на трение по длине потока
Одной из главных задач гидравлического расчета является
определение потерь на трение в трубопроводах.
Найдем зависимость потери напора от различных факторов,
характеризующих течение жидкости в трубах. Рассмотрим устано-
Рпс. 18. Распределение сил, действующих на поток
в трубе произвольного поперечного сечения.
вившееся течение жидкости в прямолинейном трубопроводе, име-
ющем произвольное, но постоянное поперечное сечение (рис. 18).
На рис. 18 отметки трубопровода откладываются в соответст-
вующем масштабе по вертикали. Длина трубопровода откладывается
по горизонтальной оси. Так строятся профили трубопроводов при
их проектировании.
На трубопроводе рассмотрим два сечения. Геодезическая отметка
первого сечения zlt отметка второго сечения z2. Расстояние между
сечениями равно I.
На основании принятого условия, что площадь поперечного
сечения трубопровода постоянна и по длине трубы отсутствует
поступление или отбор жидкости, средняя линейная скорость во
всех поперечных сечениях трубы будет одинакова. Отсюда следует,
что течение будет установившимся и равномерным.
41
Применим к элементу жидкости, находящейся между двумя сече-
ниями, закон динамики, заключающийся в том, что если тело нахо-
дится в покое или равномерном и прямолинейном движении, то дей-
ствующие на это тело силы находятся в равновесии.
Если в сечении 1—1 среднее давление жидкости травно р, то сум-
марная сила давления жидкости, расположенной слева от сечения
1—1, будет:
Л = Р1Л
где F — площадь поперечного сечения трубы.
Эта сила перпендикулярна сечению и параллельна оси трубы.
Если в селении 2—2 среднее давление жидкости равно р2, то
суммарная сила давления жидкости, расположенной справа от сече-
ния 2—2, будет
Pi^PzF.
Линия действия этой силы совпадает с осью трубы, а направле-
ние противоположно течению жидкости.
Вес жидкости, расположенной между сечениями 1—1 и 2—2,
G—gpFl.
Сила веса жидкости приложена в центре тяжести объема и напра-
влена вертикально вниз.
При движении по трубопроводу рассматриваемый объем жидкости
будет испытывать сопротивление трения о стенки трубы. Силы
сопротивления можно характеризовать удельным касательным на-
пряжением на стенке т0, приходящимся на единицу площади сопри-
косновения жидкости со стенкой. Полная поверхность контакта
жидкости со стенкой равна произведению периметра поперечного
сечения $ на длину трубы I.
Сила сопротивления жидкости, заключенной между двумя сече-
ниями, будете равна:
Т ~XqSI.
Эта сила параллельна оси трубы и действует на рассматрива-
емый элемент жидкости в направлении, противоположном течению.
На жидкость в трубе дополнительно действуют силы реакции со
стороны стенок.
Силы давления, веса, трения и реакции стенок по закону дина-
мики должны находиться в равновесии.
Спроектируем все силы на направление оси трубы. Проекции
реактивных сил будут равны нулю.
Условие равновесия запишется в виде
P1-P2-7’-Gtga = 0. (37)
Из рис. 18 следует, что тангенс угла наклона профиля трубо-
провода
tga = Irz£L.
42
t*
Учитывая значения сил давления, трения и веса жидкости, полу-
чим:
Формула (37а) получена в результате деления выражения (37)
на произведение pgF. Правая часть формулы (37а) выражает по-
терю напора на участке трубопровода между сечениями 1—1 и 2—2
и характеризует потери на трение:
(38)
Отношение площади поперечного сечения потока к длине смочен-
ного периметра называется гидравлическим радиусом (/?):
(38а)
Гидравлический радиус круглой -трубы
R - —т—: = -г-.
4 4
Подставив в формулу (38) значение R, получим потерю напора
при течении вязкой жидкости в круглой трубе:
(386)
В соответствии с многочисленными данными экспериментов,
касательное напряжение можно принять пропорциональным квад-
рату средней линейной скорости и плотности жидкости:
= ^ри?’ (39)
где -|-Л — коэффициент пропорциональности, зависящий от харак-
тера течения.
Подставим в формулу (386) значение напряжения на стенке
трубы. Получим выражение потери напора в трубопроводе:
'•“’ё'Ж- <40’
Для трубы круглого сечения потеря напора на трение
*=*<4- с**)
Из формулы (41) следует, что потеря напора на трение в трубе
постоянного сечения пропорциональна длине трубы и квадрату
средней линейной скорости жидкости и обратно пропорциональна
диаметру трубы.
43
Коэффициент пропорциональности А в этих формулах назы-
вается коэффициентом гидравлического сопротивления. Величина
его безразмерная.
Потерю напора в формуле (41) можно выразить также через
объемный расход. Учитывая, что
“=4
4<2
Л.О2 ’
получим
h=X
8Q*l
gn4)&
(42)
Из формулы (42) видно, что небольшое изменение диаметра трубы
может привести к заметному изменению потери напора на трение,
так как диаметр трубы входит в формулу в пятой степени. Увели-
чение диаметра приводит к уменьшению потерь на трение.
Потеря напора на трение, отнесенная к единице длины трубы,
есть гидравлический уклон:
i = A = x (43)
l 2gD grtW8 \
Из формулы (43) следует, что гидравлический уклон — величина
безразмерная.
§ 4. Механизм движения и распределения скоростей при ламинарном
и турбулентном движениях. Влияние шероховатости стенок
Будем рассматривать течение жидкости при постоянной темпе-
ратуре (изотермический поток). При постоянной температуре вяз-
кость жидкости также будет постоянной. Напряжение внутреннего
трения т в формуле (8) будет зависеть только от градиента ско-
рости Au.
В цилиндрической трубе распределение скоростей в поперечном
сечении потока определяется по формуле Стокса:
(44)
где Ар — разность давлений на рассматриваемом участке трубы;
Az — разность нивелирных высот начала и конца трубопровода;
а — радиус трубы;
г — расстояние от оси трубы до рассматриваемой точки (пере-
менный радиус).
Придавая в формуле (44) соответствующее значение радиусу г,
можно определить линейную скорость любой струйки жидкости.
Скорость жидкости на оси трубы (г = 0) равна:
44
Из формул (44) и (44а) можно получить распределение скоростей
в потоке жидкости при ламинарном течении в трубе круглого сечения:
n = u0(l--J). (45)
При ламинарном течении жидкости в трубе средняя линейная
скорость равна половине осевой скорости:
Тогда из формулы (45) получим:
и=2и>(1--±). , (46)
Формула (46) выражает параболический закон распределения
скоростей при ламинарном течении в цилиндрической трубе.
В формуле (44а) можно сделать замену:
kp + pg kz = hpg.
Тогда
„ _ hpga^
и° ~~ 4pZ ’
откуда
д 4pu0Z
или, вводя среднюю линейную скорость и диаметр, получим:
Из формулы (47) следует, что при ламинарном течении
потеря напора пропорциональна длине трубы, средней скорости
жидкости, коэффициенту динамической вязкости и обратно пропор-
циональна плотности, ускорению земного притяжения и квадрату
диаметра трубы.
Сравнивая формулы (41) и (47), можно заметить внешнее расхо-
ждение между ними, так как в первой потеря напора пропорцио-
нальна квадрату линейной скорости.
Потери напора, определяемые по двум этим формулам, равны
между собой:
. w% I 32[iwl 32vwl
Л'2Г'"о'"^ pg£>2 gD2 '
Из последнего равенства найдем коэффициент гидравлического
сопротивления:
Л=_6^=64_. (48)
ivD Re ' z
Из формулы (48) следует, что коэффициент гидравлического
сопротивления обратно пропорционален средней линейной скорости
жидкости.
45
Из формулы (48) также следует, что коэффициент гидравличе-
ского сопротивления в случае ламинарного течения обратно про-
порционален числовому значению параметра Рейнольдса и не зави-
сит от шероховатости стенок трубопровода.
При турбулентном течении распределение скоро-
стей и потери напора зависят от диаметра труб, скорости течения,
вязкости жидкости и шероховатости стенок труб. Шероховатость
внутренней поверхности труб определяется высотой выступов шеро-
ховатости, их формой, густотой и характером их размещения на
поверхности.
Для оценки шероховатости труб вводят понятие средней высоты
выступов шероховатости, называемой абсолютной шероховатостью
(к). Как показали опыты, гидравлические сопротивления в трубах
зависят от относительной шероховатости:
е = 4- ' (49)
При турбулентном течении в трубах коэффициент гидравличе-
ского сопротивления может зависеть как от числа Рейнольдса, так
и от относительной шероховатости:
X = /(Re; е).
В зависимости от числа Рейнольдса коэффициент гидравличе-
ского сопротивления имеет различные выражения.
Первые систематические исследования коэффициента гидравли-
ческого сопротивления были проведены Никурадзе. Результаты
опытов представлены на рис. 19. По вертикальной оси отложены
значения Z, а по горизонтальной — значения чисел Рейнольдса.
Исследования трубопроводов с естественной шероховатостью про-
водились также в институтах Водгео, ВТИ и др.
При ламинарном режиме течения до числа Рейнольдса, равного
2320, все опытные точки ложатся на прямую линию I независимо
от шероховатости стенок труб.
При турбулентном режиме при числах Рейнольдса больше 4000
опытные точки совпадают с линией III и затем при некоторых чис-
лах Рейнольдса в зависимости от величины шероховатости отклоня-
ются от нее. Чем меньше шероховатость, тем при больших Re начи-
нается отклонение. Шероховатость на графике выражена в относи-
тельных единицах (отношение радиуса трубы к среднему значению
выступов).
В зоне III коэффициент гидравлического сопротивления не зави-
сит от шероховатости, а является функцией числа Рейнольдса. Эта
область называется зоной гидравлически гладких труб.
В некоторой области значений Re коэффициент гидравлического
сопротивления зависит как от чисел Рейнольдса, так и от шерохо-
ватости. Это переходная область IV (область смешанного трения).
46
При.больших числах Рейнольдса коэффициент X не зависит от
числа Рейнольдса и определяется только величиной шероховатости.
Эта область V носит название области вполне шероховатых труб.
Между областями ламинарного (зона 7) и турбулентного (зона
III) течений (зона гладких труб) имеет место критическая область II
перехода ламинарного режима в турбулентный.
Для различных режимов течения жидкости в трубопроводах
коэффициенты гидравлического сопротивления определяются по сле-
дующим формулам:
Рис. 19. Изменение коэффициента гидравлического сопротивления Л
в трубах с зернистой шероховатостью по опытам Никурадзе.
I ламинарный режим; II — критический режим; III — зона гладкого трения;
IV — переходная область (зона смешанного трения); V — зона квадратичного
закона трения
для ламинарного режима
(50)
для турбулентного режима в зоне гладких труб
. _ 0,3164 . ....
Re°>as ’ ("*'
для турбулентного режима в переходной области (зоны смешанного
трения) по формуле Альтшуля
. п . ( 1,46/с . 100 Х0.26 ,
?1=0’Ц—о-+^г) ; <52)
47
для турбулентного режима в области вполне шероховатых труб
(квадратичный закон сопротивления) по формуле Шифринсона
% = 0,11(4)°’25. (53)
Последняя формула совпадает с формулой Альтшуля для квадра-
тичного закона сопротивления, когда
l,46fc 100
D Re ’
т. е.
где к — эквивалентная шероховатость.
Эквивалентная шероховатость — это такая равномерная шеро-
ховатость с средней высотой выступов к, которая создает сопроти-
вление, равное действительному сопротивлению в трубопроводе
(табл. 2).
Таблица 2
Значение эквивалентной абсолютной шероховатости к для труб
из разных материалов по Альтшулю
Трубы Состояние трубы й» мм
Бесшовные стальные Новые и чистые После нескольких лет эксплуатации 0,01-0,02 (0,014) 0,15—0,30 (0,2)
Стальные сварные Новые и чистые Умеренно заржавевшие 0,03-0,10 (0,05) 0,30-0,70 (0,50)
Асбестоцементные Новые 0,05-0,10 (0,085)
Из стекла и цветных метал- лов Новые, технически глад- кие 0,001-0,002 (0,001)
Распределение скоростей в турбулентном потоке можно описать
эмпирическим степенным законом Кармана — Прандтля:
m = (54)
где п и т —коэффициенты, зависящие от числа Рейнольдса.
48
При Re < 100 000 п = 1, т = 1/7 и и0 = 60/49 мл Для п = 1
показатель степени т в широком интервале чисел Рейнольдса от
25 600 до 3 240 000 изменяется в пределах от 1/7 до 1/10.
В области больших чисел Рейнольдса в формуле распределения
скоростей (54) можно принимать следующие значения: п = 2, т =
= 1/7 и и0 = 8/7ш.
Профиль скоростей при ламинарном режиме формируется на
некотором участке трубопровода, длину Z2 которого можно опреде-
лить по формуле
Z1 = 0,0297) Re. (55)
Для начального участка Z2 при турбулентном режиме может быть
определена по формуле Лацко:
Z2 = 0,697) p Re. (56)
Движение жидкости за начальными участками Zx и Z2 происходит
без изменения профиля скоростей.
§ 5. Основные формулы для определения потерь напора
Основные формулы для расчета потерь напора на трение полу-
чим из формулы (41), подставляя в нее соответствующие значения
коэффициента гидравлического сопротивления.
Для ламинарного режима по формуле (50)
, 64 __ 64v
Re ~~wD
(57)
потеря напора на трение
, 32vtre
h = ~^-'
Для турбулентного режима в зоне гидравлически гладких труб
по формуле Блазиуса (51)
. 0,3164 0,3164V0-25
Л Не0-25 [£,0,252)0,25
(58)
потеря напора на трение
, _0,3164v°-25trl-75Z
п “ г^1-25
Для турбулентного режима в переходной области (зона смешан-
ного трения) по формуле (52)
« п . ( 1,46* . 100 \o-25
% = 0,1 о- + -^ )
1,46* , 100V \о,25
D + wD )
потеря напора на трение
, п 4 / 1,46* , 100v\0,2s w4
=
(59)
4 Заказ 861
49
В зоне квадратичного закона трения коэффициент гидравличе-
ского сопротивления остается постоянным (не зависит от числа Рей-
нольдса) и определяется по формуле (53)
х=о.н(4.)«*.,
потеря напора на трение в этой области
г. -1 1 a tt ( к \0125 иЧ
h К 2g ' D 0,11 ( D ) 2gD (60)
Полученные расчетные формулы потерь напора можно выразить
также через объемный расход жидкости. Используя соотношение
получим соответственно:
для ламинарного режима
для турбулентного режима в зоне гидравлически гладких труб
_ 0,159 .^0,25(?l,75;
" gpi,75fjl,25 !
для турбулентного режима в переходной области
(63)
\ D 1 Q / л2^7)5 > ' '
для турбулентного режима в зоне квадратичного закона трения
A=Z^.^O,ll(4)0’25^. (64)
Приведенные формулы позволяют вычислять потери напора
на трение для всех режимов течения.
§ 6. Местные сопротивления
Наряду с гидравлическим сопротивлением внутренних стенок
газопроводов при расчетах трубопроводов следует учитывать мест-
ные сопротивления. К местным сопротивлениям относятся запор-
ные краны, задвижки, тройники, колена, переходы с одного диа-
метра на другой и др.
Потери напора в каком-либо местном сопротивлении определя-
ются по формуле
(65)
где w — линейная скорость жидкости;
$ — коэффициент местного сопротивления.
50
Коэффициенты местных сопротивлений обычно находят экспери-
ментально. Для некоторых местных сопротивлений коэффициенты
получены теоретическим путем.
Иногда потери напора в местных сопротивлениях выражаются
в виде эквивалентной длины 1Э прямого участка трубопровода,
гидравлическое сопротивление которого равно местному сопроти-
влению:
., . и;2 1Э у w*
! откуда
1Э = D . (66)
Из формул (50)—(53) следует, что коэффициент гидравлического
сопротивления Л зависит от числа Рейнольдса и шероховатости
• труб. Поэтому эквивалентная длина при одном и том же значении
коэффициента местного сопротивления может иметь различные
значения в зависимости от величины коэффициента гидравличе-
ского сопротивления. Для квадратичного закона сопротивления
эквивалентная длина постоянна, поскольку X не зависит от числа
Рейнольдса [формула (53)1.
Перепады давления в местных сопротивлениях вызываются вне-
запным сужением или расширением потока, изменением направле-
ния потока в коленах, отводах; течением жидкости через запорную
арматуру, разделением и слиянием потока в тройниках, кресто-
винах и т. д.
В области ламинарного течения значения коэффициентов мест-
ных сопротивлений зависят от числа Рейнольдса и геометрической
формы местного сопротивления. При турбулентном режиме коэф-
фициент £ зависит от характера местного сопротивления. В случае
резких переходов коэффициенты местного сопротивления не зависят
от числа Рейнольдса при Re 3000, а при плавных переходах —
при Re 100 000.
Для ориентировочной оценки коэффициенты местных сопроти-
влений могут быть определены по формуле Альтшуля
S = (67)
где А — коэффициент, зависящий от вида местного сопротивления
и стеснения потока;
I £кв — коэффициент местного сопротивления в квадратичной зоне.
При очень малых числах Рейнольдса расчет может быть произ-
веден по формуле
с=4- <68>
Значения коэффициентов А и £ представлены в табл. 3.
Коэффициенты местных сопротивлений, приведенные в табл. 3 и
рассчитываемые по формулам, характеризуют местные сопротивления,
4*
51
Таблица 3
Значения коэффициентов А н £кв для некоторых местных сопротивлении
Местное сопротивление А ^кв
Пробковый кран 150 0,40
Вентиль обыкновенный 3000 4,0
Вентиль Косва 900 2,5
Угловой вентиль 400 0,8
Шаровой клапан 5000 45
Угольник 90° 400 1,4
Угольник 135° 600 0,4
Колено 90° 130 0,2
Тройник 150 0,3
Задвижка при полном открытии (п = 1) 75 0,15
То же п = 0,75 350 0,2
» п = 0,5 1300 2,0
» п— 0,25 3000 20
Диафрагма п = 0,64 70 1
» п — 0,40 120 7
» п = 0,16 . 500 70
» п — 0,05 3200 800
Примечание, п обозначает степень открытия.
расположенные на таком расстоянии друг от друга, при котором
исключается их взаимное влияние.
При больших числах Рейнольдса расстояние ZBJI, на котором не
сказывается влияние соседних местных сопротивлений, можно опре-
делить по формуле
(30-г 40)1).
Приведенная формула не отражает влияния числа Рейнольдса
и шероховатости на длину влияния. С учетом этих факторов длину
влияния можно определить по формуле Альтшуля
/ад = 0,5Р-%Ч
А»
где X — коэффициент гидравлического сопротивления трубы, на
которой расположены местные сопротивления.
При близком расположении местных сопротивлений будет ска-
зываться их взаимное влияние. Суммарный коэффициент может
быть больше или меньше суммы единичных коэффициентов сопро-
тивлений. Поворот трубы под углом 30° характеризуется коэффи-
циентом местного сопротивления С = 0,11, поворот под углом 60°
имеет = 0,47. Если оба поворота устанавливаются последова-
тельно, то суммарный коэффициент уменьшается до значения £ ~
= 0,40.
52
§ 7. Сложение потерь напора
При течении несжимаемых жидкостей в трубопроводах общие
потери напора складываются из потерь на трение по длине трубо-
провода, потерь на преодоление инерционных сопротивлений hwr
потерь на преодоление разности отметок трубопровода и потерь
в местных сопротивлениях hM.
На рис. 20 представлена схема истечения жидкости из резервуара
через трубопровод. Располагаемый напор в начале трубопровода
равен высоте уровня жидкости в резервуаре от оси трубы Н. Этот
напор расходуется на преодоление всех сопротивлений в трубопро-
воде.
Рис. 20. Схема истечения жидкости из резервуара
через трубопровод.
1—4 ~ местные сопротивления (соответственно выходное отвер-
стие в резервуаре, задвижка, два поворота)
Полные потери в трубопроводе будут
Н — h-j- hw -j- Az -4- hM —
где 4- £4 — коэффициенты местных сопротивлений.
В процессе истечения жидкости из резервуара уровень ее будет
понижаться. В связи с уменьшением располагаемого напора линей-
ная скорость жидкости в трубопроводе будет также уменьшаться.
В процессе истечения располагаемый напор будет равен, потере
напора во всех сопротивлениях.
§ 8. Сопротивление при обтекании тел
Движение твердых тел в жидкости (обтекание твердых тел жид-
костью) встречает сопротивление со стороны жидкости. На движу-
щийся автомобиль и летящий самолет действует сила сопротивле-
ния воздуха. Сопротивление воды преодолевают при своем движе-
нии морские и речные суда.
53
На тело со стороны жидкости действуют силы трения, направлен-
ные по касательной к поверхности тела, и силы давления, перпен-
дикулярные к поверхности тела.
На величину силы сопротивления оказывают влияние ряд фак-
торов: скорость тела, плотность и вязкость жидкости, площадь
и форма тела, шероховатость по поверхности.
Полное сопротивление при движении тела в жидкости есть сумма
сопротивлений давления и трения.
Силу сопротивления давления можно определить по формуле
= (70)
где с — коэффициент сопротивления давления;
(£>! — площадь миделевого сечения тела (проекция тела на пло-
скость, перпендикулярную направлению движения);
р — плотность жидкости;
w — скорость набегающего потока.
Коэффициент сопротивления давления с зависит от формы тела,
его расположения в потоке и числа Рейнольдса.
Для шара при Re — 1 • 103 4“ 3 • 105 коэффициент сопротивления
Ci = 0,47,
а при Re > 3-105
с1 = 0,22.
Для ' круглого цилиндра бесконечной длины при]Ке>5-105
с1==1,2.
С ^увеличением числа Рейнольдса коэффициент сопротивления
давления уменьшается. При расчете ветровой нагрузки резервуа-
ров, дымовых труб и других сооружений цилиндрической формы
коэффициент сопротивления можно брать для случая обтекания
цилиндра (с2 = 1,2).
Сопротивление трения вычисляется по формуле
/?2 = с2®2р-^, (71)
Сл
где <в2 — обтекаемая поверхность тела;
с2 — коэффициент сопротивления трения.
При малых числах Рейнольдса, когда силы вязкости оказывают
основное влияние, расчет сопротивления производится иным спо-
собом.
Для малых скоростей обтекания тел малых размеров вязкой
жидкостью Стокс получил теоретическим путем выражение для
расчета силы сопротивления при обтекании шара:
7? = 3wpnZ), (72)
где р, — динамическая вязкость жидкости;
D — диаметр шара.
54
По этой формуле можно рассчитать оседание шаровых частиц,
в одной жидкости.
§ 9. Неньютоновские жидкости
Ньютоновскими называются жидкости, для которых напряжение
силы трения выражается законом Ньютона
Ду
т = р.——,
Рис. 21. Зависимость максималь-
ного напряжения сдвига от гра-
диента скорости на стенке трубы.
где Д v — разность скоростей двух слоев жидкости;
Ду — расстояния между слоями.
Ньютоновская вязкость р. зависит только от температуры и да-
вления. Все газы и такие жидкости, как вода, бензин, керосин,,
беспарафинистые нефти и другие
жидкости, являются ньютоновскими
(или нормальными) жидкостями.
Неньютоновские (аномальные)
жидкости — это такие, вязкость
которых при заданных температуре
и давлении зависит от скорости
деформации сдвига, конструкции
оборудования, в котором находится
жидкость, и от предыстории жид-
кости.
К неньютоновским жидкостям
относятся парафинистые нефти, гли-
нистые и цементные растворы,
ные грязи и др.
Движение неньютоновских
костей по трубопроводу из усло-
вия равновесия внешних и внутренних сил выражается следующей
формулой:
сточ-
жид-
\pR
т°" —гГ
(73>
где т0 — максимальное напряжение сдвига;
Др — перепад давления на рассматриваемом участке трубы;
R — внутренний радиус трубы;
I — длина участка трубопровода.
На рис. 21 приведена зависимость максимального напряжения
сдвига ) от градиента скорости на стенке трубы где Q —
объемный расход жидкости). Эта зависимость характеризует свой-
ства различных жидкостей.
Линия 7 характеризует вязкость ньютоновских жидкостей.
При создании малейшего перепада давления на некотором участке
трубы такие жидкости начинают перемещаться.
55
Линия 2 характеризует вязкость неньютоновской жидкости:
п _ Рд • (74)
21 ’лДЗ-
Если жидкость — парафинистая нефть, то с увеличением ско-
рости сдвига связи между частицами парафина все более наруша-
ются и вязкость уменьшается. Кривые этого вида наблюдаются
вблизи температуры застывания нефти. Такие жидкости называются
псевдопластическими.
При низких температурах в парафинистой нефти образуется
достаточно прочная структурная решетка парафина. Нефть в этом
случае приобретает свойство сопротивляться сдвигающим усилиям.
Чтобы сдвинуть нефть в трубопроводе, необходимо приложить
некоторый начальный перепад давления, т. е. для начала движения
жидкости в трубе необходимо, чтобы напряжение сдвига (т0) было
больше предельного напряжения (ту) сдвига (т0 > ту). Нефти и
жидкости, которые удовлетворяют этим условиям, /называются
пластическими. При малых перепадах давления такие жидкости
не текут. При высокой температуре они могут стать ньютоновскими.
Кривая 3 на рис. 21 характеризует пластическую жидкость.
Напряжение сдвига вязкопластических жидкостей определяется
по уравнению Шведова — Бингама:
т = ту4-Ппл^, (75)
тде Лпл — коэффициент пластической вязкости.
Профиль течения вязкопластической жидкости в круглой трубе
отличается от профиля течения ньютоновской жидкости. В центре
потока жидкость движется в виде твердого цилиндрического ядра.
Радиус ядра г0 можно определить по формуле
(’6)
Расход вязкопластичной жидкости по трубопроводу определяется
по формуле Букингема:
е=Т&Ч1-т(1) + тг(7г)‘1- <77>
L о \ л / и \ it j _J
Из формулы (77) при гд = 0 определяется расход для ньютонов-
ской жидкости.
§ 10. Задачи
Задача 7. Определить режим движения керосина в трубопроводе диамет-
ром D = 200 мм с массовым расходом М = 2 кг/сек. Динамическая вязкость
керосина р. = 3;-10~з дж!(м31сек).
Решение
Массовая скорость керосина в трубопроводе
u_ М Ш 4-2 кг
U F лД2 — п. о,22 л«2. сек'
56
Число Рейнольдса определим по формуле (36 г)
Таким образом, режим движения керосина в трубопроводе турбулентный
в зоне гладкого трения. .
Задача 8. Определить режим движения газа в газопроводе диаметром D =
= 1 м. Линейная скорость движения газа в данном сечении газопровода w =
= 20 м!сек. Давление газа 60 кгс^см?, температура 0° С, газ — метан, дина-
мическая вязкость при температуре 0° С и давлении 60 кгс1см^
р, = 12 • 10_® джЦмУсек).Плотность метана при нормальных условиях (t =
= 0° С и р = 1 кгс!смг) р = 0,7 кг/.мА
Решение
Плотность метана в условиях газопровода
Рг л- 60 кг
Рбо=Р1-тг- = 0,7—— = 42 —
Pl 1 Л4»
Кинематическая вязкость в условиях движения
v = i=J2^1.==()>286.10-6 р 42 кг/сек
Число Рейнольдса по формуле (366) Re = = —20—1 = уд. 10в. v 0,286 • 10-е
Следовательно, движение газа в трубопроводе происходит при турбулент-
ном режиме в зоне квадратичного закона трения (см. рис. 19). Коэффициент
гидравлического сопротивления в этой области определяется относительной
шероховатостью внутренних стенок трубы и не зависит от числа Рейнольдса.
Задача 9. Определить потерю напора в трубопроводе диаметром D =
= 100 мм и длиной 500 м, по которому перекачивается нефть вязкостью
v = 2,5 • 10“4’л1а/сек [2,5-IO"4 дж (кг/сек)]. Разность отметок трубопровода состав-
ляет 10 м. Объемный расход нефти 0,0012 м3/сек.
Решение
Установим режим течения нефти по трубопроводу по формуле (366)
wD __ QD 4QD _ 4-0,0012-0,1
Ке v Fv ' nZ>2v 3,14-0,12-2,5 • 10’4 вМ’
При Re = 61 режим течения ламинарный. Следовательно, коэффициент
гидравлического сопротивления можно определить по формуле
___г_6£ = 105
,Re~61 1,°5’
Потерю напора на трение определим по формуле
, . ш2 i i / 4-0,0012 X2 500
hl 1 2 ' D H F ) ‘ D 1,05 ( 3,14-0,12 ) 0,1 123 M‘
Потеря напора на преодоление положительной разности отметок равна
= 10 м. Общая потеря напора, таким образом, будет равна:
h = hi + /г2 = 123 +10 = 133 м.
Задача 10. Найти напряжение сдвига в точке, находящейся на расстоянии
г = 25 мм от стенки трубы диаметром 100 мм при перекачке мазута. Средняя
скорость мазута 0,25 mJ сек.
57
Плотность мазута р = 900 кг!мъ, динамическая вязкость 22,5 X
X 103“ джЦлР/сек}.
Решение
Определим кинематическую вязкость мазута
99 'S • 10“3
9Qq = 0,278 • 10’4 Л2/Се„.
и
v=— =
р
Число Рейнольдса:
Re=-
0.25 .•.0,1 _900>
v 0,278 -10'4
•следовательно, движение мазута в трубопроводе ламинарное.
Перепад давления в трубопроводе pta единицу длины по формуле (57)
Др hpg 32пш 32 • 22,5 • IO"3 • 0?25 ло , , „• ,
-Г=-Г- = -Й- =-----------бд5------=18 ^м^м-
Максимальное касательное напряжение у стенки трубы определим по фор-
муле (73):
Ар го ло 0,05 п„
т0 = ----± = 18 = 0,45 н/.м2.
Касательное напряжение в заданной точке:
’-’•^“0-45S“"e “/л
Закон распределения касательных напряжений в трубе носит линейный
характер. На оси трубы касательные напряжения равны нулю, на стенке трубы
они достигают максимума.
Глава V
ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ В НАПОРНЫХ ТРУБОПРОВОДАХ
$ 1. Назначение и классификация трубопроводов. Основные задачи
при расчете трубопроводов
Напорные трубопроводы предназначены для перекачки воды,
нефти, нефтепродуктов и других жидкостей, а также газов на заво-
дах, нефтебазах и других промышленных объектах. По магистраль-
ным трубопроводам нефть перекачивается с промыслов на нефте-
перерабатывающие заводы, нефтепродукты — с заводов в промыш-
ленные районы потребления.
В зависимости от материала трубопроводы могут быть металли-
ческие (стальные, чугунные, латунные и др.) и неметаллические
(железобетонные, асбестоцементные, стеклянные, пластмассовые
и др.). От материала трубопровода зависит шероховатость внутрен-
ней поверхности трубы и, следовательно, коэффициент гидравли-
ческого сопротивления.
По назначению трубопроводы делятся на промысловые, магист-
ральные, нефтебазовые, внутризаводские и городские распредели-
тельные.
8
В зависимости от перекачиваемого продукта трубопроводы можно
классифицировать на водопроводы, нефтепроводы, бензопроводы,
керосинопроводы, маслопроводы, газопроводы, трубопроводы для
перекачки сжиженных газов, мазутопроводы и т. д.
Трубопроводы могут быть простыми и сложными. Простой тру- .
бопровод имеет постоянный диаметр по всей длине и не имеет ника-
ких отводов. Сложный трубопровод может иметь на некоторых уча-
стках трубы различного диаметра, параллельные трубопроводы
на некоторых участках (лупигни) и отводы.
При расчете простых трубопроводов могут ставиться три задачи.
1. Определение перепада давления или потерь напора в трубо-
проводе заданного диаметра, длины и профиля при перекачке опре-
деленного количества данной жидкости.
2. Определение расхода жидкости при перекачке ее по трубо-
проводу заданного диаметра, длины и профиля. Допустимый пе-
репад давления или потеря напора задана.
3. Определение диаметра трубопровода при перекачке по нему
заданной жидкости с неизвестным расходом при заданном пере-
паде давления. Длина трубопровода и профиль должны быть из-
вестны.
Указанные три задачи ставятся также и при расчете сложных
трубопроводов.
Всякий сложный трубопровод можно рассматривать как состо-
ящий из некоторого числа простых трубопроводов, соединенных
между собой параллельно или последовательно.
При решении второй и третьей задач могут встретиться неко-
торые трудности. При определении расхода или диаметра трубо-
провода мы еще не знаем числа Рейнольдса, по которому необходимо
определять коэффициент гидравлического сопротивления.
Выбор формулы для определения коэффициентов гидравличе-
ского сопротивления зависит от режима течения. Поэтому при рас-
чете режимом течения необходимо задаться, а затем произвести
проверку принятого предложения.
§ 2. Расчет простого трубопровода
' Коэффициенты гидравлических сопротивлений для различных
режимов течения жидкостей по трубопроводам можно выразить од-
> ной обобщенной формулой:
08)
где Лит — постоянные коэффициенты, зависящие от режимов
течения.
Для различных режимов эти коэффициенты соответственно равны:
для ламинарного
А = 64; т = 1;
59
для турбулентного режима в зоне гладкого трения
4 = 0,3164; та = 0,25;
для квадратичного закона трения
4 = 0,11 т = 0.
Перепад давления в простом трубопроводе
Pi Pi~ 2f!s~mD1+m +^>1* ^2 4~ Лдм,
(79)
где Q — объемный расход жидкости;
v — кинематическая вязкость жидкости;
р — плотность жидкости;
I — длина трубопровода;
F — площадь поперечного сечения трубы;
D — диаметр трубопровода;
Az — разность отметок конца и начала трубопровода;
Pi ярг — давление в начале и конце трубопровода;
Арм — перепад давления в местных сопротивлениях.
Поделив левую и правую части формулы (79) на pg, получим
формулу для потери напора в трубопроводе:
= + (80)
где /гм — потеря напора в местных сопротивлениях.
По формулам (79) и (80) решается первая задача при гидравли-
ческих расчетах трубопроводов. Зависимость потери напора (80)
в трубопроводе от расхода называется характеристикой трубопро-
вода.
При ламинарном режиме потеря напора в трубопроводе
h = + (80а)
при турбулентном в зоне гладких труб
, 0,3164(?b75v0.25Z
= 2g>l-75Z)l’25--l“AZ + ^M, (806)
при турбулентном режиме в зоне квадратичного закона трения
/ к \0,25
0,11 -= ) Q4
h =----------------+ Дг + <80в)
Наиболее часто при расчете нефтепроводов и продуктопроводов
принимается турбулентный режим в зоне гладких труб (зона Бла-
зиуса) .
60
Для определения расхода жидкости в трубопроводе из формулы
(80) получим
1
О - г (A-Az -Ам)
V [_ Avtni J (81)
или из (79)
i
\ (Pi-p2-gpAz-ApM)2^-'«Z>i+'« "I2-”1
L 3VV J • (81a)
Для определения диаметра трубопровода из формулы (79) получим
следующие расчетные формулы:
AQ^m vmpl
(д \ 2-m
(Pi-P2-gpAz-ApM)
и из формулы (80)
1
~ Г AQ*~mvml 1 5"
я \ 2-т
2g j (A — Az — AAH)
(82)
(82a)
Формулы (79) —(82a) позволяют решать все три задачи гидравли-
ческого расчета трубопроводов.
Гидравлический уклон в трубопроводе можно также выразить
по обобщенной формуле
A (TZ-m vm
^gFi-^n • (83)
Обычно диаметры трубопроводов определяются с помощью
технико-экономических расчетов. Из всех вариантов выбирается
такой, при котором обеспечивается оптимальное соотношение ка-
питальных и эксплуатационных затрат.
§ 3. Сложные трубопроводы
Пропускную способность трубопровода можно увеличить, если
параллельно основной магистрали проложить дополнительный уча-
сток трубопровода расчетной длины (лупинг). Параллель-
ный трубопровод (рис. 22) может быть уложен из труб произволь-
ного диаметра.
Жидкость, перекачиваемая по магистрали, в точке А разделяется
на два потока и в точке В снова соединяется в один поток.
Из баланса количества жидкости:
<2о = <21-К?2, (84)
где Qo — расход в магистрали до точки А и после точки В;
— расход в магистрали на участке АВ;
2 — расход в параллельной трубе.
61
Потеря напора на участке АВ в магистрали равна потере напора
в параллельной трубе (лупинге):
ДЛ1 = ДЛ2,
_ AQf-^l
п 1 2gFl~mD\+m ’
ДЬ AQ2~mvml
2 2gFl~mDl+m ’
где I — длина участка с параллельным трубопроводом;
Dt ий2 — диаметры, магистрали и лупинга соответственно;
Fr и F2 — площади поперечного сечения трубы магистрали и лу-
пинга.
A g;б
—
Рис. 22. Трубопровод с лупингом.
Из равенства потерь напора на участке ДВ^следует:
5-т
Qi _ / Дг
Qi \ ^2 /
или
)
(85)
Подставим значения расхода в лупинге в формулу (84):'.
откуда найдем расход в магистрали на участке АВ, выраженный
через расход Qo: <?т = (86) 14т 2-т
где Не?- (87) ‘+(>Г
62
в.
и
Соотношение (86) позволяет определить распределение расходов
сдвоенном трубопроводе по известному суммарному расходу
заданным отношениям диаметров магистрали и лупинга.
Если диаметр лупинга равен диаметру магистрали (D1 = D2),
то, естественно, получаем, что расход в лупинге равен половине
суммарного расхода;
(88)
0 __ Q&_____Qo
14-Д 2 ’
т. е. при одинаковых диаметрах магистрали и лупинга поток жидко-
сти разделяется на две равные части.
Гидравлический уклон на участке АВ как в магистрали, так
и в лупинге одинаков и будет равен
_ AQl~mvm Аа?~т Q$~mvm
lAB ~'2hF\~mD^m 2hFl~mD\+m '
Гидравлический уклон до участка АВ и после него:
. _ AQ^-mvm
l° ~ 2gF'~-mJA1+m ’
Выражая гидравлический уклон на сдвоенном участке через
уклон магистрали, получим:
iA3 = co (89)
Гидравлический уклон на сдвоенном участке всегда меньше,
чем гидравлический уклон на одиночном участке трубопровода,
при условии, если диаметр магистрали постоянен по всей длине.
Пусть до прокладки лупинга расход в трубопроводе был равен Q,
после прокладки лупинга он стал равен Qo. Напор после прокладки
лупинга остается без изменения. Это может быть обеспечено путем
установки на насосной станции дополнительных насосов. В этом
случае увеличение производительности трубопровода при установке
лупинга длиной х будет равно:
1
2-m
J 14—(м2-"1
где L — длина трубопровода.
Последняя формула получена из равенства выражений напоров
в трубопроводе до и после установки лупинга.
На рис. 23 представлено распределение напоров в трубопроводе
с лупингом. Пьезометрический напор в начале трубопровода (раз-
виваемый насосной станцией) представлен линией СС'. Падение
напора в магистрали до начала сдвоенного участка изображается
линией С А' (гидравлический уклон равен г0). На участке АВ с лу-
пингом линия падения напора А'В' имеет меньший уклон, чем
линия С А'. Здесь гидравлический уклон гАв меньше, чем
63
гидравлический уклон i0 в одиночном трубопроводе (Лщ <4 i0)- На
третьем участке трубопровода гидравлический уклон равен уклону
на первом участке.
Если трубопровод состоит из последовательно со-
единенных между собой участков трубопроводов различных диаме-
тров, то общая потеря на трение в трубопроводе будет равна сумме
потерь напора на каждом участке:
h — hi -j- Л2 • • • 4 (90)
или
Рис. 23. Падение напора в трубопроводе
с лупингом.
Расход жидкости на всех участках одинаков. Вязкость жидкости
постоянна на всей длине трубопровода. Если режим течения на всех
участках сохраняется неизменным, то можно записать предыдущее
выражение в виде:
= AQ2-mvm , h Z2 ln
2g у I p2-mpi+m I • *Г pz-mjji+m.
(91)
Здесь индексы 1, 2, . . . , n соответствуют номерам участков.
Отсюда может быть получена формула для определения рас-
хода жидкости в трубопроводе при последовательном соединении
труб различных диаметров:
1
(92)
Пропускную способность трубопровода можно также увеличить,
если сделать на каком-нибудь участке трубопровода вставку боль-
шего диаметра, чем диаметр основной магистрали.
Гидравлический уклон в основной линии будет
AQ§~mvm
l° ~ 2gf l~mDl+m •
64
Гидравлический уклон вставки
А^~тут
1в 2gFf~mD^+m '
Сопоставляя последние две формулы, выразим гидравлический
уклон вставки через гидравлический уклон основной магистрали:
Потерю напора в трубопроводе со вставкой можно определить
следующим образом:
Рис. 24. Трубопровод с путевыми сосредо-
точенными отборами.
По заданным значениям потери напора и расхода можно найти
длину вставки принятого диаметра. Она будет равна:
iol—h
(94)
где I — длина трубопровода.
Из формулы (94) следует, что чем больше диаметр вставки, тем
меньше будет ее длина. Если длина задана, то можно из приведенных
соотношений определить необходимый диаметр вставки.
Рассмотрим трубопровод с отбором жидкости в некоторых
его точках. Пусть точек отбора две. Диаметр трубопровода постоян-
ный по всей длине (рис. 24).
Объемный расход жидкости, поступающей в начале трубопровода,
равен Q. С таким расходом жидкость перекачивается по первому
участку трубопровода 1г.
Расход на втором участке равен Q — qt, а на третьем Q — qr — q2.
Потеря напора в трубопроводе с путевым сосредоточенным от-
бором
h — 4* h2-j- hg —
_ AQi~ntvml1 A (Q—д^г-т^^ A (Q — <?i — <?2)2~m
T 2gF2~mD1+m ' 2gF2~mD1+m
или
= тЛ4-((? ?i)2 4~(Q—qi—q^f mk\-
5 Заказ 861
Формула (95) справедлива для трубопровода с отбором, если
режим течения на всех участках одинаков.
Аналогичным образом можно рассчитать трубопроводы с любым
отбором жидкости по длине.
§ 4. Сифонные трубопроводы
Рассмотрим трубопроводы, работающие при внутреннем давле-
нии, меньшем чем атмосферном. К этим трубопроводам относятся
сифонные и всасывающие вакуумные тру-
бопроводы.
Известно, что при уменьшении давления растворимость воздуха
и газов в жидкостях снижается, поэтому в сифонных и вакуумных
всасывающих трубопрово-
дах часть газов из перека-
чиваемой жидкости может
выделиться, образуя при
этом газообразные пробки
и нарушая сплошность
потока. Иногда при зна-
чительном понижении да-
вления жидкость сама
превращается в пар. В по-
токе жидкости появляются
паровые пробки, вызы-
вающие разрыв струи
и нарушающие нормаль-
ную работу трубопровода.
Вследствие этих обстоя-
тельств трубопроводы рас-
считывают так, чтобы да-
вление в них не пони-
жалось ниже некоторого
минимума. Допустимый
минимум давления опре-
деляется упругостью па-
ров перекачиваемой жидкости, ее температурой и минимальным
барометрическим давлением в пункте, где проектируется тру-
бопровод.
Таким образом, при проектировании всасывающих вакуумных
и сифонных трубопроводов следует производить проверку давления
в трубопроводе, которое сравнивается с давлением упругости паров
жидкости при максимальной температуре перекачки.
На рис. 25 представлена схема работы сифона (самотечной трубы).
Сифон служит для перепуска жидкости из верхнего резервуара
в нижний.
Давление у обоих концов сифона равно атмосферному. На гра-
фике в определенном масштабе строится профиль трубопровода
66
и линия пьезометрического напора в нем аЪ. От линии напора в таком
же масштабе откладывается значение упругости паров перекачива-
емой жидкости р„, и на этом расстоянии проводится линия cd, парал-
лельная линии аЪ. Линия cd называется линией остаточных напоров.
Необходимое условие нормальной работы трубопровода заключается
в том, чтобы линия cd нигде не пересекала трубопровод.
На графике ра и ру обозначают соответственно атмосферное дав-
ление и упругость паров жидкости в условиях работы сифона.
Если линия остаточных напоров cd пересекает трубопровод
(например, линия е/), то на участке тп возможно^испарение жидкости,
образование паровой пробки и разрыв потока. При этом условии
сифон работать не будет.
Для того, чтобы сифон пустить в работу, его необходимо пол-
ностью заполнить жидкостью.
Гидравлический расчет сифона производится обычным способом,
изложенным ранее. Если задан диаметр трубопровода, то можно
определить расход жидкости. Если надо обеспечить заданный рас-
ход жидкости в сифоне, то нужно определить необходимый диаметр
трубопровода.
Потери на трение в сифоне равны располагаемому напору:
г. AQ^mvml
n — Z1 — z2 — 2gF2~mD1+m ’
где I — длина сифона;
zx и z2 — геодезические отметки уровня жидкости в верхнем и ниж-
нем резервуаре.
В практике работы трубопроводов могут быть случаи, когда
одна часть трубопровода работает под избыточным давлением, а
другая — в условиях вакуума. Это может быть, например, при от-
качке жидкости из резервуаров.
§ 5. Расчет газопроводов
По величине избыточного давления перекачиваемого газа газо-
проводы могут быть низкого, среднего и высокого давлений.
Газопроводы, давление газа в которых не превышает 0,05 кгс]см\
относятся к Газопроводам низкого давления, с давлением газа от
0,05 до 3 кгс!см2 — среднего давления и более 3' кгс/см2 — к газопро-
водам высокого давления. Классификация газопроводов по давле-
ниям является условной. Такое деление газопроводов установлено,
например, в городских распределительных сетях.
При гидравлических расчетах газопроводов низкого давления
плотность газа принимается постоянной, а при расчетах газопрово-
дов среднего и высокого давлений учитывается изменение плотности
газа по длине трубопровода.
В случае малых относительных перепадов давления на расчет-
ные участках допустимо газопроводы среднего и высокого давлений
также рассчитывать, принимая плотность газа постоянной.
5*
67
Целью гидравлического расчета газопроводов является опре-
деление диаметра, если заданы расход газа и перепад давления на
известной длине; определение перепада давления по заданному
расходу газа, диаметру и длине газопровода и т. д.
Рассмотрим вначале расчет газопроводов среднего и вы-
сокого давлений.
При движении газа в указанных газопроводах происходит зна-
чительное падение давления по длине в результате преодоления гид-
равлических сопротивлений. В этих условиях по длине газопровода
соответственно уменьшается плотность газа, что ведет к изменению
его линейной скорости. Для увеличения линейной скорости газа
расходуется некоторое количество энергии.
Бели профиль газопровода не горизонтальный, то дополнительно
затрачивается энергия на подъем газа (для газопровода с подъемом).
Таким образом, в общем случае при гидравлическом расчете
газопровода среднего и высокого давления следует учитывать:
гидравлическое сопротивление трубопровода, влияние профиля трас-
сы газопровода, а также изменение линейной скорости газа.
Расчетная формула для изотермического газопровода (температура
газа постоянна по длине) при стационарном движении газа (расход
и давление не меняются во времени) имеет вид:
„2 „-ьс„ П2 _ KM^ZRTl 1-е-*
"1е Р2 ~~ FW ’ Ъ
гдер1ир2 — давление в начале и конце газопровода;
% — коэффициент гидравлического сопротивления;
М — массовый расход газа;
Z — коэффициент сжимаемости газа;
R — газовая постоянная;
Т — абсолютная температура газа;
I — длина газопровода;
„ - I nZ)2\
F — площадь поперечного сечения трубы I \;
D — диаметр трубопровода;
Ъ, с — коэффициенты,
, 2g Az
° ZRT ’
„,_л i ]n 2g AzZ>-|~XZu?%
M 2gkzD + 'klwl ’
a — коэффициент Кориолиса;
g — истинное ускорение силы тяжести;
Az — разность отметок конца и начала газопровода;
и?! и — линейная скорость газа в начале и конце газопровода.
Схема газопровода, для которого справедлива формула (96),
представлена на рис. 26. Из формулы следует, что давление вдоль
газопровода меняется нелинейно. Поэтому на графике линия давле-
68
ния имеет вид участка параболы. Давление в конце газопровода
уменьшается быстрее, чем в начале.
Коэффициент Ъ в формуле учитывает вдияние разности отметок
газопровода.
Коэффициент с характеризует влияние изменения линейной ско-
рости газа на рассматриваемом участке газопровода.
Для горизонтального газопровода (Az = 0) коэффициент с — с0:
с0= 1
in Jfl
М \wl
(99)
Значения коэффициента с0 для газопроводов обычно мало отли-
чается от единицы.
При D — 0,7 л, % =
= 0,01 = 3 м/сек, а. =
= 1,05, I — 3000 значения
коэффициента с0 приведены
в таблицах в зависимости от
линейной скорости газа в
конце газопровода (табл. 4).
Для умеренных перепа-
дов давления коэффициенты с
и с0 можно принимать рав-
ными единице (с — с0 1).
Рис. 26. Схема газопровода высокого да-
вления.
Расчетная формула (96) в этом случае примет вид:
р\еГь — pl =
KM*ZRTl
F2D
1 —е“6
Ъ
(100)
Из последнего выражения можно найти также массовый расход
газа в газопроводе, если известны давления в начале и конце участка:
V KZRTI (1-е-»)
(100a)
Таблица 4
Значения коэффициента с0
Wz, м / сек 10 20 30
Со 1,06 1,09 1,11
Формулы (100) и (100а) являются основными для расчета наклон-
ных газопроводов высокого и среднего давлений.
Если газопровод остановлен (М — 0), то из (96) получим:
g Az
Р1е ZRT =рг.
(101)
69
Это соотношение связывает давление в начале и в конце оста-
новленного газопровода и обычно называется барометрической
формулой. По ней можно рассчитывать изменение давления воздуха
в земной атмосфере.
В случае горизонтальных газопроводов (Az = 0, 6 = 0) расчет-
ные формулы (96) и (100а) принимают вид:
г MfZZRTl .
”1 ”2 FW ’
г________ (102)
M=F]№'®D-
V XZRTI
Формулы (102) применимы во всех случаях, когда можно прене-
бречь влиянием разности отметок и измерением линейной скорости
газа.
Часто при гидравлических расчетах пользуются объемным рас-
ходом газа. Все приведенные формулы легко преобразуются для
получения объемного расхода, который приводят к нормальным
или стандартным условиям.
Плотности газа, приведенные к нормальным условиям (темпе-
ратура 0° С и давление 760 мм рт. ст.) или стандартным (темпера-
тура 20е С и давление 760 мм рт. ст.), берут по справочникам для
данного газа или рассчитывают по известному составу газа.
Объемный расход, приведенный соответственно к нормальным
((?н, рн) или стандартным (QCT tpCT) условиям:
(?н= —; <?«= — •
Рн Рст
При’оперировании объемным расходом, приведенным к нормаль-
ным условиям, расчетные формулы давления (96) и (102) примут
вид:
для наклонного газопровода
П2О-» „ _ MlplZRTl 1-е-»
Pie -Pi------------------ъ—
(103)
для горизонтального газопровода
п. „2 kQlplZRTl .
Pl — Pi — Jw------,
(104)
объемный расход для наклонного газопровода’из формулы (100а):
Р 1/ (Р?е-»—р%) ДЬ \
рн Г lZRTl(l — e-b) ’
(105)
объемный расход для горизонтального газопровода из формулы (102)
<2н
F V (Pl-Pl)D
Рн Г KZRTI
(106)
70
Во всех приведенных формулах массовой или объемный расход
является секундным.
Конечный результат расчета можно приводить к часовому или
суточному расходу.
Расчетные формулы могут быть выражены в любой системе
единиц. В случае применения системы СИ величины, входящие
в формулы, имеют следующие единицы измерения:
р — давление в н/м2-,
М — массовый расход в кг/сек-,
Т — абсолютная температура газа в °К;
D — диаметр газопровода в м;
I — длина газопровода в м;
— разность отметок в м;
R — газовая постоянная в дж/(кг • °К);
F — площадь поперечного сечения трубы в ж2;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2-,
w — линейная скорость газа в м/сек\
р — плотность газа в кг/м3-,
Q — объемный расход газа в м3/сек.
Подставляя, например, приведенные единицы измерения величин,
входящих в формулу (102), можно убедиться, что в результате по-
лучаем массовый расход газа в кг/сек-.
[М] = 1/'= = кг1сек-
В качестве единицы давления в настоящее время пока еще при-
меняется единица кгс/м2. В связи с этим приведем формулы на слу-
чай использования единицы измерения давления кгс/м2. Они имеют
вид:
2 2 'kM^ZRTl
Pl-Pl=-F2bn
и
где п — коэффициент перевода единицы силы из одной системы
единиц в другую (из СИ в МКГСС), п = 9,80665 н/кгс-,
R— газовая постоянная в кгс-м (кг-°К);
Pi ир2 — давление в кгс/м2.
Остальные единицы измерения величин остаются без изменения.
Коэффициент п численно равен ускорению земного притяжения
на уровне моря, но численное совпадение не означает, что он яв-
ляется ускорением.
Этот коэффициент связывает однородные единицы сил из разных
систем и является безразмерным
1 кгс — 9,80665 н.
71
При проектировании и эксплуатации газопроводов среднего и
высокого давлений для решения ряда практических задач (опреде-
ление давления в некоторых точках газопроводов, размещение из-
мерительных приборов, контроль за состоянием газопроводов и др.)
необходимо знать распределение давления по длине газопровода.
Если взять промежуточную точку х горизонтального газопровода,
где давление равно р, то для участка от начала газопровода до точки
х можно записать:
g 2 MVZRTx
P1 Р 1-W
Поделим левую и правую части этого выражения соответственно
на левую и правую части формулы (102) и определим давление р.
Отрицательные значения корня отбрасываем, так как физический
смысл имеют только положительные значения давлений:
P=]f Pi(Pi —Рг)~р > (107)
где х — расстояние от начала газопровода до рассматриваемой
точки.
Зная распределение давления по длине, можно определить
среднее давление в газопроводе:
2 ( ,
Лр^-д- (Р14
Р1 +/>2 )
(108)
По среднему давлению определяется количество газа, находя-
щегося в работающем газопроводе.
Перейдем теперь к гидравлическому расчету газопроводов н и з -
когодавления.
При расчетах газопроводов низкого давлений плотность газа
принимается постоянной. В действительности некоторое изменение
плотности газа по длине газопровода, имеет место, но это изменение
не учитывается, им пренебрегают.
. Изменение плотности газа по длине газопровода зависит от пере-
пада давления. Принимая наибольшее избыточное давление в газо-
проводе равным 0,05 кгс[см\ можем предположить, что наибольший
перепад давления в газопроводе может достигать 0,04 кгс/см2. Тогда
относительный перепад давления
^=0^.100^3,9%.
Рср 1,03
Среднее давление в газопроводе определено следующим образом:
Pep = Р1^Р2 = - — ф1’— =1.03 кгс)см2.
Относительное изменение плотности равно относительному из-
менению давления:
ЛЕ = ^3,9%.
Рср Рср
72
Таким образом, плотность газа в газопроводах низкого давления
изменяется в пределах 4%. Следовательно, принимая плотность
газа постоянной, можем допустить погрешность в пределах 4%.
В принципе гидравлический расчет газопроводов низкого давле-
ния при постоянной плотности газа ничем не отличается от расчета
трубопроводов для перекачки жидкостей, где плотность также при-
нимается постоянной.
Расчетная формула для определения перепада давления в на-
клонном газопроводе низкого давления имеет вид:
А — А = + Pg (z2 - Zi) + Арм, (109)
где Q — объемный расход газа;
р — плотность газа;
Арм — перепад давления в местных сопротивлениях
ApM=2p^4L=='2'2
Н=1 п=»1
£ — коэффициенты местных сопротивлений;
wi — линейная скорость газа в местах установки местных сопро-
тивлений.
Перепад давления, вычисленный по формуле (109), выражается
в н/м2:
~ , (л13/сек)2-т • (л12/сек)т (кг/л3) • л , кг м н , н
LP1 — Рг J = (jt2)2-m . ж1+т Г М — "Г ’
Для частных режимов из (109) получим:
ламинарный режим
Pi — А = '^дР2— + Pg (z2 — Zj) + ApM; (110)
турбулентный режим в зоне гидравлически гладких труб
Pl ~ Pt =---/Ч,75.ДЬ25 + Pg (Z2 - Zl) + ДРм’> ( Hl)
турбулентный режим при квадратичном законе сопротивления
A —A = ~||Jr + pg(z2~z1) + ApM, (112)
где % — постоянный коэффициент гидравлического сопротивления.
Избыточное давление в газопроводах низкого давления изме-
ряется водяными дифференциальными манометрами и выражается
в мм вод. ст. Чтобы получить результат расчета по формулам для
гидравлического расчета газопроводов низкого давления в мм вод. ст.,
необходимо все слагаемые в правой части поделить на коэффициент
9,80665.
§ 6. Понятие о кавитации
В движущейся с большой скоростью жидкости давление падает
и может достигнуть давления парообразования. Сплошность потока
в этом случае нарушается, и в образующиеся пустоты выделяются
пузырьки насыщенного пара и газов. Явление местного образова-
ния пузырьков, заполненных парами жидкости, называется кави-
тацией.
Пузырьки увлекаются потоком жидкости и, попадая в область
повышенных давлений, конденсируются. Конденсация пузырьков
сопровождается местными гидравлическими ударами, причем дав-
ление в местах ударов может достигать нескольких тысяч атмосфер.
Опасным последствием кавитации является разрушение кави-
тационными пузырьками поверхности тел, расположенных в области
кавитации.
Явление кавитации может наблюдаться в трубопроводах и на-
сосах (обычно в наиболее высоких местах трубопроводов и на вса-
сывании насосов).
§ 7. Гидравлический удар в трубах
Повышение давления в трубопроводе при мгновенной остановке
движения жидкости называется гидравлическим ударом. Прекра-
щение движения жидкости может быть вызвано быстрым закрытием
задвижки или остановкой насосов. Давление в трубопроводе может
увеличиваться также и при постепенном закрытии задвижки.
Впервые задачу о гидравлическом ударе в газопроводных трубах
решил крупнейший русский ученый проф. Н. Е. Жуковский.
При гидравлическом ударе в трубопроводе возникает колеба-
тельный затухающий процесс, который сопровождается резким
повышением и понижением давления.
Гидравлический удар возникает и тогда, когда в покоящейся
жидкости, находящейся в трубопроводе, внезапно создается давле-
ние с одного конца трубы. Это приложенное давление в виде удара
распространяется по трубопроводу.
Жидкость приходит в колебание также при внезапном сообщении
жидкости скорости. Гидравлический удар в трубопроводах нарушает
нормальную работу, может привести к разрушению труб фланцевых
или сварных соединений, задвижек, нарушению работы измеритель-
ных приборов.
Опасное проявление гидравлического удара может наблюдаться
только в трубопроводах, перекачивающих жидкости (вода, нефть
и нефтепродукты).
При перекачке газов гидравлические удары не наблюдаются.
Это объясняется тем, что плотность газа весьма мала, чтобы привести
к заметному повышению давления.
Явление гидравлического удара находит практическое примене-
ние в специальном подъемнике жидкости, который называется гид-
равлическим тараном.
74
§ 8. Механизм явлений при гидравлическом ударе и меры борьбы с ним
Явление гидравлического удара можно представить следующим
образом. При перекрытии трубопровода задвижкой вначале повы-
шается давление в остановившемся слое жидкости, непосредственно
примыкающем к задвижке. Остановка жидкости и повышение дав-
ления в трубопроводе происходят постепенно от слоя к слою. Одно-
временно с остановкой отдельных слоев в них происходит повышение
давления.
Скорость распространения ударной волны при однородной жид-
кости и в однородном трубопроводе постоянна и составляет для водо-
провода около 1000 м/сек. Направление ударной волны противопо-
ложно направлению движения жидкости перед ее остановкой. Когда
волна достигает начала трубопровода жидкость остановится.
Если в начале трубопровода находится резервуар, жидкость
в трубопроводе перемещается, как сжатая пружина, в сторону ем-
кости. В связи с этим в жидкости начнется спад давления, который
будет распространяться от резервуара в сторону закрытой задвижки.
Вместе с понижением давления будет приходить в движение жид-
кость со скоростью, направленной в сторону емкости. Волна пони-
жения давления распространяется также со скоростью звука и гасит
давление, которое создала волна повышения давления.
При подходе волны понижения давления к задвижке жидкость
будет стремиться оторваться от задвижки. Поэтому давление у за-
движки понизится и будет меньше, чем оно было до удара. Волна
пониженного давления будет распространяться в сторону резер-
вуара.
Когда волна пониженного давления достигнет резервуара, вся
жидкость в трубопроводе будет неподвижна и давление ее будет
пониженным. Так как давление в резервуаре больше, чем в трубо-
проводе, то вследствие упругости жидкости она начнет перемещаться
в сторону задвижки. В трубопроводе начнется восстановление на-
чального давления и начальной скорости. Когда волна восстановле-
ния достигает задвижки, во всем трубопроводе будут восстановлены
и начальная скорость и начальное давление. Если в этот момент
задвижка будет закрыта, то вновь возникает удар.
Время появления этого удара равно ^1[а (I — длина трубопровода,
а — скорость распространения волн) с момента начала гидравли-
ческого удара.
В результате проявления сил трения в трубопроводе волна дав-
ления несколько затухает. В связи с этим вновь возникший удар у зад-
вижки будет слабее первого. Явление гидравлического удара будет
продолжаться в трубопроводе до полного затухания процесса.
Скорость распространения ударной волны зависит от упругих
свойств жидкости и упругости стенок трубопровода. В момент
удара жидкость сжимается, а диаметр трубы несколько увеличи-
вается. В этот дополнительный объем вмещается сжатая жид-
кость.
75
Аналитически скорость распространения волн в трубопроводе
можно вычислить по формуле
V1 + KDKE&) ’
где р — плотность жидкости в кг]м.2',
D — диаметр трубы в м;
К — модуль сжатия жидкости в н]м2 или кгс]см2-,
Е — модуль упругости материала стенки трубы в н]м2 или кгс/см2-,
6 — толщина стенки трубы в м.
Модуль сжатия воды (К) можно принять равным 20 000 кгс/см2,
модуль упругости стали Е — 2 100 000 кгс/см2.
Чтобы предотвратить разрушение трубопроводов и оборудова-
ния, осуществляется защита от гидравлических ударов.
Трубопроводы должны быть проверены на повышение давления
при гидравлических ударах, возникающих в результате закрытия
задвижек или выключения из работы насосных агрегатов.
В качестве мер борьбы с недопустимым повышением давления
при гидравлических ударах используются следующие: увеличение
продолжительности закрытия задвижек; применение насосных аг-
регатов, обладающих большой инерцией вращающихся масс (увели-
чивается продолжительность периода подачи после выключения
электропитания); установка воздушных камер, сброс жидкости
через предохранительные клапаны и др. Сброс жидкости при гид-
равлическом ударе может производиться также через диафрагмы,
разрушающиеся при повышении давления сверх допустимого пре-
дела.
§ 9. Формула Н. Е. Жуковского для определения ударного давления
За время AZ после возникновения удара прекратится движение
жидкости и возрастет давление только на длине
Al = a At,
где а — скорость распространения волны.
В остальном потоке жидкости сохраняются начальные давления
и скорости. На расстоянии AZ от задвижки давление будет равно
давлению удара. На этой же длине труба будет деформироваться.
Ее объем в этом месте несколько увеличится.
Используем второй закон Ньютона: произведение массы тела
на его ускорение равно действующей на тело силе. Запишем этот
закон для рассматриваемого элемента жидкости:
Р---ГПС, (114)
где р — сила, действующая на жидкость;
т — масса жидкости на длине рассматриваемого элемента AZ;
с — ускорение.
76
Масса элемента жидкости равна:
m = $F Al,
где F — площадь поперечного сечения трубы;
р — плотность жидкости.
Подставим выражение массы жидкости в формулу (114) и одно-
временно разделим левую и правую части ее на F:
Ар = -у ==р AZc.
При делении силы, действующей на жидкость, на площадь трубы
получаем приращение давления Ар от гидравлического удара.
Ускорение жидкости можно выразить в виде
Дш
~~ Д$ ’
тогда
. Д/ Ди>
АР = Р-^Г-•
При полном закрытии задвижки изменение линейной скорости
жидкости \w = w. Отношение \l]\t есть скорость распространения
ударной волны
М
а"~ м ’
Учитывая это, получим выражение для определения ударного
давления;
Ap = pwa. (115)
Полное давление в трубопроводе будет равно сумме давления
до удара и ударного давления.
Выражение (115) есть формула Н. Е. Жуковского для расчета
ударного давления.
§ 10. Задачи
Задача 11. Вода перетекает из верхнего резервуара в нижний по трубе
диаметром 50 мм и длиной 30 м. Определить скорость движения воды в трубе,
если разность уровней воды в резервуарах Дг = 4,5 ж. Коэффициент местного
сопротивления- одного поворота £ = 0,3, коэффициент местного сопротивления
входа в трубу £ = 0,5, выхода в нижний резервуар — £ = 1,0.
Решение
Расчет сифона выполним по формуле (95а):
_ AQ^y^l , ,
" zi г2
где 7гм — потери в местных сопротивлениях.
Потери в местных сопротивлениях выразим через расход:
, U?2 О2
= (Ь + ?2+?з) ~2^~ = (Ст + Сг + ^з) 2f2g •
77
Расчетная формула примет вид:
Q2-m г- Avmi / р хт-
Z1 z2 2gF* 2~m D1+m । =4=2 =3 (_ q )
Из последней формулы определим расход:
Для расчета примем режим турбулентным в зоне гладких труб. Для этой
области т = 0,25, А — 0,3164. Для расчета по формуле необходимо в первом
приближении задаться линейной скоростью. Ориентировочно примем w =
= 3 м/сек. Ошибка в расчете расхода будет незначительной, так как линейная
скорость входит в степени 0,25.
Вязкость воды, как известно, v = 0,01-10”4 м2/сек. Подставим численные
значения в формулу для расхода
4,5 • 2 • 9,8 • (у У’’5 • 0,051’’5 2-0,25
0,3164 • (0,01 • 10-4)0.2б - 30 . 0,3+0,5 + 1,0 =0,57 • 10 2 м*/сек.
0,051’25 Т 30,25
Линейная скорость:
„ = А Л57И02 =
1 i.0.05>
4
Задача 12. Определить расход газа в горизонтальном газопроводе дли-
ной 5 км, диаметром 500 мм. Избыточное давление в начале и конце газопро-
вода соответственно равно рш — 3-Ю5 и p2U = 1-106 н/м2. Газовая постоянная
500 н-м/кг-сК. Температура газа 5° С. Коэффициент гидравлического сопро-
тивления X = 0,02. Плотность газа 0,7 кг/м?.
Решение
Абсолютная температура газа равна
Г = 273+5 = 278° К.
Коэффициент отклонения реальных газов от закона идеальных примем
равным единице Z — 1.
Массовый расход газа по формуле (102):
м _р (Pi—P%>D = яД2 1/ (Pi —Ра)Д~ _
Г 'kZRTl 4 V KZRTI
Л-0,52 1/ (42—22) 1010-0,5
И 4 V 0,02-1-500-278-5000 12,9 кг/сек-
Объемный расход газа:
п М 12,9 ._.
<?н = —- = *77=- = 18,4 мР/сек.
Рн <
Часовой расход газа
Qa = 18,4 • 3600 = 66 200, мР/ч
78
Задача 13. Определить перепад давления в горизонтальном газопроводе
длиной Ю км, диаметром 300 льи при расходе газа 500 000 ма/сутки. Плотность
газа 0,7 кг/ма, газовая постоянная R = 500 н.-.м/кг-°К. Коэффициент гидрав-
лического сопротивления^ = 0,015. Коэффициент Z принимаем равным единице.
Температура газа в газопроводе равна 7° С. Абсолютное давление в конце газо-
провода равно р2и = 6-105 н/м2.
Решение
Выразим секундный массовый расход газа через объемный
= QhPh—
24 - 3600
Определяем разность квадратов давлений
2 2 MV.ZRTI _ 52-ЮМ-0,72-0,015-1-500-280-10000
Л ^2 Р2П / л \2
242 - 36002-( —- 0,32 ) -0,3
Р1 = /230 -10»+pf = /230 • 1010 4. 35.10Ю = 16,3.105 ц/м2.
Перепад давления равен
Р1 — р2 = (16,3—6,0) • 105 = 10,3.1Q5 н/м%.
Задача 14. Определить давление столба газа в наклонном газопроводе,
если Az = 500 м, Т = 280° К, р2 = 5-105 н/м2 (давление абсолютное), R =
= 500 и-л/кг-°К. Газопровод остановлен (М — 0).
Реше ни е
Определяем значение коэффициента Ъ по формуле (97)
2g Az 2-9,81-500 _ '
RT ~ 500-280 ~ •
Определяем давление Столба газа по формуле (101)
Р1-р2 = Р2е2 —р = р2(е 2 —1) = 5-105-(е°>°35—1) = 5« 105(1,035—1) =
= 5 • 10« • 0,035 = 0,175 • 10® „/^2.
Задача 15. Определить давление столба газа в наклонном газопроводе,
если Az = 280 м, Pi = 3-i0^ н/м2, R = 490 и-ai/кг-°К, Т = 280° К. Газо-
провод остановлен (М = 0).
Решение
Определим коэффициент Ь по формуле (97)
Определяем давление столба газа:
Ь / ъ \
Р1— Рг = Р1 —Pie 2 =Р1Д1—е 2 /=3-105(1—е"°-°2) = 3-105 (1—0,98) =
= 0,02 - 3 • 10* = 0,06 • 10« H/ai2
или 2% от давления в начале газопровода (рх).
Задача 16. Определить массовый и объемный расход газа (метана) в газо-
проводе длиной 10 км, внутренним диаметром 0,3 м. Положительная разность
79
отметок газопровода составляет 500 м. Избыточное давление в начале газопро-
вода равно pj = 15 кгс/см3, в конце р2 = 14 кгс/см-.
Коэффициент сжимаемости принимаем равным 0,95.
Температура газа 5° С, плотность р — 0,7 кг/м3, газовая постоянная
500 н-м/кг-°К.
Решение
Определим коэффициент Ь по формуле (97)
ъ . 2g Az
ZRT
2 • 9,81 • 500
0,95 • 500 • 278
0,0744.
Приведенные давления и температура
п.._ 15,5-104 _ T = 2L=.2I8_
0,474-Юв : ’ 7’,{р 190,5
Массовый расход определяем по формуле (100):
,г л • 0,09
3.6-0,0744—152)9,812.108.0,3 - 0,0744 ,
1,015-0,95-500-278-104(1 — 6-0-0744) ~ кг1сек-
Объемный расход
п М 3,03 , ,
<2н = — = = 4,34 м/сек.
Рн и,'
Массовый суточный расход газа
Ме= М 3600 • 24= 3,03 • 3600 • 24= 2б2 -103 кг/сутки.
Объемный суточный расход газа
Л Мс 262- 103 —,
Qa = -ру = —Qi----= 374 • Ю3 м3/сутки.
Задача 17. Определить перепад давления в наклонном газопроводе при поло-
жительной разности отметок Az = 300 м. Диаметр газопровода 200 мм, длина
5 «л. Температура газа 7° С, газовая постоянная 500 «-л/»г-°К, плотность
при нормальных условиях рн = 0,7 кг/м3. Объемный расход газа
Он = 10® м3/сутки, избыточное давление в начале • газопровода р — 6 кгс/см3.
Коэффициент гидравлического сопротивления газопровода X = 0,02.
Решение
Определим секундный массовый расход газа
п/r <2нРн 100 000-0,7 пол ,
М=1Нббб- = - 24-3600- ~ 0,81 Кг/свК-
Определим коэффициент сжимаемости Z по приведенным параметрам:
л = — =—Z— —о 148; т = -^- = — — = 147.
PRp 47,4 ' ’ Ткр 190,5
Коэффициент сжимаемости из графика Z «=> 1. Найдем коэффициент Ь
ь =***..= 2:.Bgl-3Q0 =0 042
ZRT 1 • 500 • 280 ’
Из выражения
« i /.M2ZRTl 1—е"6
Pie Р2- FW • ь
80
найдем давление р2:
1/ » _6 /.M2ZRTl 1—е"6
Р2 = Ур1еь___---------------— =
= 1 fr О 81* 10* с-" "^ °'02 ' °’812'1 •500' •
У ’ /л-0,22 \2 ,Г !_е-0,042 ’
{| 4 J ' ’ ' Г 0,042
Р2 = 6,37- 105 н./л12 = 0,648 • 10s кгс/м2 = 6,48 кгс/c.w2.
Перепад давления
Р1 — Р2 = 7 — 6,48 = 0,52 кгс [см2.
Задача 18. Определить давление гидравлического удара при внезапном
закрытии задвижки в трубопроводе, по которому перекачивается кероспн со ско-
ростью 2 м/сек. Плотность керосина 820 кг/м3, скорость распространения
звука 1000 м/сек.
Решение
\ Определим увеличение давления в трубопроводе:
\ Ар — pwa — 820 • 2 • 1000 = 16,4 • 105 н/м*.
Выразим приращение давления в кгс/с'.и2:
108
Ар = 16,4 • • КГ4 = 16,7 кгс/см2.
9,о
Глава VI
ИСТЕЧЕНИЕ ЖИДКОСТЕЙ ИЗ ОТВЕРСТИЙ И НАСАДКОВ
§ 1. Истечение жидкости из донного отверстия в тонкой стенке
Рассмотрим истечение жидкости из сосуда при условии посто-
янства уровня. Постоянный уровень может поддерживаться путем
закачки в резервуар такого количества жидкости, какое из него вы-
текает. При весьма большой поверхности резервуара истечение жид-
кости будет приводить к незаметному изменению уровня во времени.
В этом случае также можно считать уровень постоянным.
Для расчета истечения напор по всему сечению отверстия будем
принимать постоянным. На дне сосуда (рис. 27) имеется отверстие,
площадь которого равна <о0. Давление над свободной поверхностью
жидкости равно рп. В процессе истечения давление над поверхностью
жидкости не меняется. Поперечное сечение резервуара обозначим
через Q. Поскольку рассматриваем истечение из отверстия в тонкой
стенке, глубина центра тяжести отверстия совпадает с уровнем жид-
кости.
Жидкость при истечении подходит к отверстию из всего объема
как показано стрелками на рис. 27. Поэтому направление отдельных
струек вблизи отверстия и в самом отверстии будет различным. Это
вызывает сжатие струи за отверстием.
6 Заказ 861
81
На некотором весьма малом расстоянии от отверстия струя жид-
кости принимает цилиндрическую форму, а направление отдельных
струек становится параллельным. Сечение цилиндрической части
струйки обозначим через <0j, а линейную скорость в этом сечении —
через wt.
Из условия баланса количества жидкости можно написать:
W0Q =
где w0 — скорость движения жидкости в резервуаре.
Площадь струи выразим через площадь отверстия
со1 = е©0.
Тогда условие баланса количества жидкости запишется в виде:
Qw0 = eco0«?i. (116)
Коэффициент е называется ко-
эффициентом сжатия струи. Он равен
отношению площади струи в цилин-
дрической части к площади отвер-
стия в дне сосуда. Коэффициент
сжатия струи всегда меньше еди-
Рис. 27 Л Истечение жидкости че-
рез донное отверстие с тонкой
стенкой.
Проведем мысленно два контроль-
ных сечения: первое в плоскости
свободной поверхности жидкости
и второе через цилиндрическую часть
струйки. Давление окружающей
среды в этом сечении равно ра (да-
вление может быть атмосферным).
Расстояние этого сечения от отверстия весьма мало, и его можно
принять равным нулю.
Для двух сечений составим уравнение баланса напоров:
< р° I I / Лг .
\ pg 2g ^ 7 \ pg "Г 2g
(116а)
где h — потеря напора при истечении.
Сопротивление при истечении сосредоточено, главным образом,
у отверстия и поэтому является местным. Его можно определить
по формуле
(1166)
где — коэффициент местного сопротивления, который учитывает
потерю энергии при течении жидкости в сосуде и местное
сопротивление при входе в отверстие.
Полный активный напор определяется давлением столба жидкости
и разностью давлений в двух сечениях:
Ра Ра
g
Я0 = Я4
(116в)
82
Используя соотношения 116, 1166, 116в, из уравнения (116а)
получим:
откуда линейная скорость истечения:
Введем обозначение
Ф ? + 1-Ё2^
Тогда формула для определения скорости истечения приве-
дется к виду
(117)
Коэффициент ф в этой формуле называется коэффициен-
том скорости.
Если площадь зеркала резервуара во много раз больше площади
сечения отверстия, то дробью еа (а>§/£22) можно пренебречь по
сравнению со слагаемым 1 + £. В этом случае коэффициент ско-
рости станет равным
1 '
Ф = г__—.
Как следует из этой формулы, коэффициент скорости для исте-
чения с трением ф 1.
При истечении идеальных жидкостей ф = 1 и формула (117)
обращается в формулу Торичелли.
Расход жидкости, вытекающей из резервуара, равен произве-
дению линейной скорости на площадь поперечного сечения струйки:
Q = = еиоф Vr2gH0.
Произведение еф называется коэффициентом рас-
хода и обозначается буквой ц:
Ц=8ф, (118)
Расчетная формула для расхода жидкости при истечении через
отверстие в днище сосуда будет иметь вид
Q = |ги0 V4gH0. (119)
Когда истечение жидкости происходит из открытого резервуара,
давления над поверхностью жидкости и в сечении струи одинаковы
и равны атмосферному давлению и активный напор становится рав-
ным высоте жидкости в резервуаре Нй = Н.
6*
83
§ 2. Коэффициенты скорости, сжатия струи и расхода
При истечении воды из больших резервуаров через малые отвер-
стия, как показывает опыт, значения коэффициента сжатия струи
находятся в пределах:
8=0,61 <-0,63.
Коэффициент скорости при истечении воды через отверстие
обычно равен:
<р 0,97 <- 0,98.
Коэффициент местного сопротивления отверстия:
:=о,об.
Из этих данных следует, что потери на трение при истечении воды
через отверстие составляют всего 2—3% от активного напора.
При истечении воды из малых отверстий при больших числах
Рейнольдса, когда можно пренебречь влиянием вязкости (£ = 0),
коэффициент расхода приблизительно равен
|Л = 0,6.
Наиболее вероятные случаи истечения жидкостей из резервуара
имеют место при переменных напорах. Вследствие этого скорость
истечения и расход жидкости меняются во времени.
§ 3. Истечение из отверстия в боковой стенке и из затопленного
отверстия
Если истечение жидкости происходит из отверстия в боковой
стенке и размеры отверстия малы по сравнению с величиной актив-
ного напора, то для этого случая также применимы формулы (117)
и (119).
Истечение жидкости через отверстие в пространство, также
заполненное жидкостью, называется истечением под уровень или
истечением через затопленное отверстие (рис. 28).
В выходящей из отверстия струе давление отличается от атмо-
сферного. Формула (117) для расчета скорости истечения принимает
вид: ____
W1 = (pl/2gH0,
где
ЯЕГ ЕГ t Ро Ра
О = /з 1“ /3 2 Ч----------------------~ 9
г ©
— уровень жидкости в резервуаре над отверстием;
Н2 — уровень жидкости над отверстием у выхода струи.
При относительно малых отверстиях коэффициент скорости
имеет то же значение, что и при истечении через донное отверстие.
Вид формулы (117) остается без изменения, а выражение активного
84
напора меняется. Здесь учитываются уровни двух резервуаров
и давления на поверхности жидкости. Давление над поверхностью
как первого, так и второго резервуара может быть одинаковым,
в частности равно атмосферному. Тогда активный напор будет равен
разности напоров в резервуарах:
Коэффициент сжатия струи при затопленном истечении прак-
тически не отличается от коэффициента сжатия при истечении через
свободное отверстие. Коэффициенты расхода при истечении через
малые отверстия при затоплен-
ных и незатопленных струях
также равны.
Рис. 28. Истечение жидкости чере»
затопленное отверстие.
§ 4. Истечение жидкостей
и газов через насадки
Были рассмотрены вопросы
истечения через отверстия в
тонкой стенке. Если же стен-
ка, через отверстие которой
происходит истечение, имеет
значительную толщину по
сравнению с размерами отвер-
стия, то характер истечения
существенным образом меняется
вследствие направляющего действия стенки. То же самое происходит,
если к отверстию в тонкой стенке присоединить короткий патрубок
того же внутреннего диаметра, что и отверстие. Патрубки, присо-
единяемые к отверстию, называются насадками.
Наиболее распространены следующие типы насадков: цилиндри-
ческий внутренний и наружный, конический сходящийся и расходя-
щийся и коноидальный.
Рассмотрим истечение жидкости из наружного цилиндрического*
насадка. Присоединение насадка приводит к изменению расхода
вытекающей жидкости и влияет, таким образом, на время опорож-
нения сосуда.
Струя жидкости (рис. 29), входя в насадок, сначала подвергается
сжатию так же, как и при истечении из отверстия, но затем посте-
пенно расширяется, заполняет насадок и вытекает из него, имея
полное сечение. В местах сжатого сечения образуются зоны, запол-
ненные жидкостью, находящейся в состоянии вихревого движения.
Так как струя выходит из насадка полным сечением, то коэффи-
циент сжатия струи е = 1. Следовательно, коэффициент расхода
при наличии цилиндрического насадка равен коэффициенту скорости:
ц = Еф = ф.
Коэффициент скорости при истечении жидкости через цилиндри-
ческий насадок равен 0,82, в то время как при истечении жидкости
85
через круглое отверстие он составляет 0,97—0,98. Отсюда следует,
что коэффициент расхода при истечении через цилиндрический на-
садок также равен ц = 0,82.
Расход жидкости при истечении через цилиндрический насадок
<2 = ри0/Ж> (120)
где и0 — площадь поперечного сечения отверстия насадка;
Но — активный напор,
Н0=Н+ Ро-р^..
Pg
Из формул (120) и (119) следует, что применение цилиндрического
насадка увеличивает расход жидкости через отверстие того же диа-
Рис. 29. Истечение жидкости через
цилиндрический насадок.
метра в таком отношении:
, Рнасадка ____ 0,82 ।
^отверстия 0,6
Скорость струи при этом умень-
шается в отношении
фнасадка 0,82 л о z -
--------==7Гат‘ = 0,84а.
фотверстия О,У/
Установка насадка приводит
к увеличению потерь на трение.
Коэффициент сопротивления на-
садка составляет $ = 0,49. Уве-
личение расхода жидкости через
насадок вызвано, таким образом,
увеличением сечения струи.
Истечение газов и паров отличается от истечения жидкости тем,
что при истечении из отверстия или сопла газов одновременно с уве-
личением линейной скорости и уменьшением давления происходит
их расширение с увеличением удельного объема.
Пусть истечение газа происходит из емкости большого объема,
давление в которой постоянно и равно рх. Давление среды, куда
идет истечение, равно р0. Площадь отверстия равна /.
Различают три режима истечения газов: докритический, крити-
ческий и закритический. Устанавливающееся на выходе из отвер-
стия или сопла давление газа р2 не всегда равно давлению окружа-
ющей среды. Давление на выходе не может уменьшиться ниже
значения, называемого критическим давлением. При этом давлении
на выходе из отверстия или сопла устанавливается так называемая
линейная критическая скорость истечения, равная скорости звука
в данном газе.
Критическая скорость устанавливается при критическом отно-
шении давлений (р2/Р1)кР-
Докритический режим истечения устанавливается, когда отно-
шение р0/р1 (отношение давления окружающей среды к давлению
в сосуде) больше критического соотношения давлений (p2/Pi)Kp.
86
Значения критического отношения давлений (p2/pi)Kp в зависи-
мости от показателя адиабаты к следующие:
Двухатомный газ (к = 1,4)......................... 0,528
Перегретый водяной пар (к = 1,3) ................ 0,546
Сухой насыщенный водяной пар (к = 1,135) Л....... 0,577
В случае докритического истечения давления газа р2 на выходе
из сопла становится равным давлению окружающей среды р0. Ли-
нейная скорость истечения газа не достигает значения звуковой ско-
рости, а расход меньше максимально возможного расхода.
При истечении в докритическом режиме линейная скорость
/й-1
~(t) " ] <121>
где vY — удельный объем газа в сосуде;
<р — коэффициент скорости.
Формула описывает адиабатный процесс истечения (процесс
без теплообмена).
Массовый расход газа при истечении из отверстия получим,
умножив линейную скорость на площадь отверстия (/2) или плот-
ность газа на выходе из отверстия (р2)
га = р2ц/2 -(77) h (122)
где р — коэффициент расхода.
Критический режим истечения наблюдается, когда соотношение
(Po/Pi) равно критическому соотношению давлений. Давление на
выходе из сопла (р2) становится равным давлению окружающей
среды р0. Скорость истечения достигает значения скорости звука
в данном газе. Массовый расход достигает максимального для вы-
ходного сечения значения.
Для критического режима скорость истечения газа определяется
по формуле
скР = Ф ! (123)
массовый расход
При истечении без трения р — 1.
В области закритического истечения соотношени (p0/Pi) меньше
(Р2/Р1)кр- Происходит неполное расширение газа, и давление на вы-
ходе р2 не равно давлению окружающей среды р0. Давление на вы-
ходе из отверстия остается равным ркр, как ни уменьшалось бы дав-
ление окружающей среды. Скорость истечения равна скорости звука,
87
а массовый расход равен максимально возможному для выходного
сечения значению. Для этого режима следует пользоваться форму-
лами (123) и (124).
Для получения скорости истечения большей чем скорость звука
применяют сопло Лаваля. Оно состоит из суживающейся части,
давление в которой падает, а линейная скорость увеличивается
до критических значений, и расширяющейся части, в которой дав-
ление продолжает уменьшаться до давления окружающей среды,
а линейная скорость увеличивается и становится больше скорости
звука.
Таким образом, сверхзвуковую линейную скорость истечения
можно получить только в сопле с расширяющейся насадкой.
§ 5. Различные типы насадков
и их практическое применение
Как указано выше, наиболее распространены следующие типы
насадков для жидкостей: цилиндрический внутренний и наружный,
конический сходящийся и расходящийся и коноидальный (рис. 30).
Цилиндрический наруж-
.—= ный насадок увеличивает
Рис. 30. Типы насадков.
1 — наружный цилиндрический; 2 — внутренний
цилиндрический; 3 — конический сходящийся;
4 — конический расходящийся; 5 — коноидальный
расход жидкости при исте-
чении.
Внутренний цилиндриче-
ский насадок имеет коэф-
фициент расхода меньше,
чем наружный. Отсюда сле-
дует, что в случае присое-
динения труб к отверстиям
нельзя . допускать, чтобы
труба выступала за внутрен-
нюю поверхность стенки ре-
зервуара. •
В конических сходящихся насадках сжатие струи на входе
меньше, чем в наружном цилиндрическом, но появляется внешнее
сжатие на выходе из насадка. Потери напора в сходящемся на-
садке меньше, чем в наружном цилиндрическом.
Конические сходящиеся насадки применяют в тех случаях,
когда нужно получить большую скорость истечения, большую даль-
ность полета струи и силу удара, например в пожарных бранд-
спойтах, в гидромониторах и т. д.
В конических расходящихся насадках потери значительно
больше, чем в конических сходящихся. Они могут применяться
в тех случаях, когда надо получить большие расходы при малых
скоростях истечения.
В коноидальных насадках коэффициенты скорости и расхода
больше, чем во всех рассмотренных насадках, и составляют <р =
= р = 0,97-4-0,995. Недостатком коноидальных насадков является
сложность изготовления.
38
§ 6. Задачи
Задача 19. Определить скорость истечения воды из круглого’отверстия
в тонкой стенке открытого резервуара под напором Н = 1,8 м. Коэффициент
местного сопротивления принять равным £ = 0,06. Площадь зеркала резер-
вуара значительно больше площади отверстия.
Решение
По формуле (117) определяем скорость
W1 = - 1..V2gH0 = г 1 У~2 • 9,81 • 1,8=5,76 м.)сек.
Kg-Н /бдеП
Задача 20. Определить скорость истечения нефти из отверстия в тонкой
боковой стенке резервуара с избыточным давлением 0,24 кгс/см2. Уровень
нефти Н = 2,7 м. Коэффициент сопротивления отверстия £ = 0,06. Плотность
нефти р — 900 кг/м3.
Решение
Скорость определяем по формуле (117)
1 1А пол/он, 0,24-9,81-10< \.п ,
2 9181 V? + 900-9~81........J “ 10 м!сек-
Глава VII
БЕЗНАПОРНОЕ ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ
§ 1. Равномерное движение жидкости в открытых каналах
Равномерное движение жидкости в открытых каналах или в тру-
бопроводах с частично заполненным поперечным сечением устанав-
ливается, когда геометрический уклон трубопровода или дна канала
имеет постоянное значение по всей длине и форма поперечного сече-
ния не меняется. Шероховатость стенок канала также должна иметь
постоянное значение.
При указанных условиях возможно существование равномерного
движения. Однако для реализации равномерного движения необхо-
димо еще, чтобы поперечное сечение потока в канале было также
постоянным по всей длине канала.
§. 2 Основные задачи при расчете открытых каналов.
Расчетные формулы
При расчете открытых каналов ставятся задачи определения
скорости движения жидкости в канале, площади сечения и наивы-
годнейшей формы канала.
Движение в каналах происходит только за счет силы тяжести,
поэтому для обеспечения требуемой скорости необходимо наличие
соответствующего геометрического уклона канала.
Средняя скорость движения жидкости в канале определяется
по формуле Шези:
w = CVRi, (125)
89
где R — гидравлический радиус,
F — площадь поперечного сечения потока;
s — смоченный периметр;
С — коэффициент.
Коэффициент С может быть определен по формуле Павловского;
С = ^R8, (126)
где п — коэффициент шероховатости, зависящий от материала и со-
стояния поверхности стенки.
Показатель степени у зависит от R и п и определяется по фор-
муле
г/= 2,5/п-0,13-0,75/Д (]/п-0,10). (127)
При ориентировочных подсчетах показатель степени у можно
определить по приближенным формулам:
г/=1,5]/п при 0,1<7?<< 1,0 м\
г/ = 1,3]Лп при 1,0<Д<3,0 м.
Значения коэффициента шероховатости п можно принимать
следующими:
Металлические лотки ............................... 0,013
Бетонные лотки ................................... 0,013
Каналы в естественном грунте ...................... 0,025
Каналы, мощенные булыжником ....................... 0,035
Как следует из формулы Шези, канал будет обладать наивыгод-
нейшей формой, если при заданной площади поперечного сечения
он будет иметь наименьший смоченный периметр. При этом канал
будет обеспечивать наибольший расход. Наиболее выгодными про-
филями каналов являются круг и полукруг. На практике чаще
применяются каналы в форме трапеции.
РАЗДЕЛ И
НАСОСЫ
Насосами называются гидравлические машины для перемеще-
ния жидкостей путем повышения энергии рабочей среды.
Насосы широко применяются в нефтяной промышленности,
где все основные производственные процессы связаны с перемещением
по трубопроводам различных жидкостей.
Насосы применяются в бурении скважин, глубиннонасосной
эксплуатации нефтяных месторождений, транспорте нефти и нефте-
продуктов по магистральным трубопроводам, при технологических
операциях на нефтеперерабатывающих заводах и нефтебазах.
Насосами перекачивается вода, нефть, нефтепродукты, глинистые
и цементные растворы, как холодные, так и горячие жидкости.
Первым насосом был объемный, появившийся за несколько ве-
ков до нашей эры. Изобретение насоса связано с проблемой создания
водоподъемных средств. Основными водоподъемными средствами
в древние и средние века были ковшевые (водоподъемные колеса)
и винтовые водоподъемники, которые приводились в действие силой
человека или животных либо при помощи водяного колеса.
Двухцилиндровый поршневой пожарный насос изобрел древне-
греческий механик Ктезибий (около II—I веков до н. э.).
В 1682 г. льежским мастером Р. Салем под руководством А. де Виля
построена насосная установка в Марли на реке Сене (Франция)
для водоснабжения дворцов и фонтанов Марли, Версаля, Трианона.
В 1780 г. были построены шахтные насосные установки Змеино-
горского рудника (Алтай), которые созданы К. Д. Фроловым.
Французский инженер А. Рамели в своем сочинении «Различные
искусные машины» (1588 г.) описал четыре разновидности враща-
тельных насосов, напоминающие современные роторные насосы.
Одной из первых конструкций центробежного насоса является,
по-видимому, центробежный насос французского физика Д. Папена.
Насос изобретен им в 1689 г. для откачки грунтовых вод. Насос
состоял из двухлопастного колеса, вращающегося в кольцевом ко-
жухе постоянного сечения. Впоследствии колесо было сделано
многолопастным, а кожух спиральным
В 1738 г. Бернулли вывел уравнение, которое служит теоретиче-
ской основой для решения многих вопросов гидромашиностроения.
В 1750 г. Л. Эйлер впервые дал математический анализ рабочего
процесса центробежного насоса.
91
В 1838 г. А. А. Саблуков предложил конструкцию центробеж-
ного насоса, который состоял из четырехлопастного колеса с ради-
альными лопатками и цилиндрического кожуха. Между колесом
и цилиндром был предусмотрен небольшой радиальный зазор, вход
воды — осевой, выход — через цилиндрический патрубок, танген-
циально врезанный в кожух насоса.
В 1839 г. У. Эндрюс получил первый американский патент на
центробежный насос. В 1851 г. Дж. Гуни получил патент на много-
ступенчатый насос.
Развитие электродвигателей и паровых турбин в конце второй
половины XIX века положило начало промышленному производ-
ству и широкому применению центробежных насосов. В начале
1920 г. насосы стали шире применяться для перекачки не только
воды, но и жидкостей различной вязкости, жидкостей с взвешанными
в них твердыми частицами, агрессивных и других жидкостей. В 1926—
1928 гг. советский ученый А. А. Бурдаков провел исследования по
перекачке нефти центробежными насосами.
Значительный вклад в развитие насосостроения своими рабо-
тами сделали советские ученые И. И. Куколевский, Г. Ф. Про-
скура, А. А. Ломакин и др.
По принципу действия различают три основных класса насосов:
лопастные (насосы обтекания), вихревые (насосы увлечения) и объ-
емные (насосы вытеснения).
К классу лопастных относятся насосы, у которых энергия дви-
гателя передается жидкости в процессе обтекания лопастей колеса
и их силового воздействия на поток.
К вихревым относятся насосы, у которых энергия двигателя
преобразуется в энергию жидкости в процессе интенсивного обра-
зования и разрушения вихрей при увеличении быстро движущимися
частицами жидкости в ячейках колеса медленно движущихся ча-
стиц жидкости в боковых или охватывающих верхнюю часть колеса
каналах (вихревой эффект). При движении жидкости в колесе ви-
хревого насоса между участками всасывания и нагнетания может
также наблюдаться й центробежный эффект.
К объемным относятся насосы, в которых повышение энергии
жидкости происходит в процессе вытеснения в напорный трубопро-
вод жидкости из замкнутого рабочего пространства насоса поршнем,
плунжером или мембраной, имеющими возвратно-поступательное
движение, или при вытеснении жидкости зубьями шестерен, вин-
тами, кулачками, вдвижными скользящими пластинами при враща-
тельном движении (роторные насосы).
Основными характеристиками насосов являются подача, напор,
мощность, число оборотов, коэффициент полезного действия и вы-
сота всасывания.
Глава I
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
§ 1. Общая схема насосной установки
Насосная установка (рис. 31) с электроприводом включает в себя
поршневой насос, электродвигатель, редуктор, всасывающий и
нагнетательный трубопроводы и обводной трубопровод (байпас).
Всасывающий трубопро-
вод соединяется с резервуа-
ром, из которого откачивает-
ся жидкость, а по нагне-
тательному трубопроводу
жидкость подается в прием-
ные емкости, которые могут
быть расположены на раз-
личном расстоянии от насо-
са. Всасывающие трубопро-
воды обычно имеют неболь-
Рис. 31. Схема насосной установки.
1 — всасывающий трубопровод; 2 — задвижка на
байпасе; 3 — нагнетательный трубопровод; 4 —
задвижка на выходе насоса; 5— обводной трубо-
провод (байпас); 6 — воздушный колпак; 7 —
редуктор; 8 — электродвигатель; 9 — насос; 10 —
задвижка на всасывании насоса
шую длину, которая опре-
деляется допустимой поте-
рей напора на всасывании
насоса.
Для создания равномер-
ного движения жидкости
в трубопроводах поршневые
насосы оборудуются воздушными колпаками. Обводная линия пред-
назначена для пуска насоса.
В качестве привода насосов могут также применяться паровые
двигатели и двигатели внутреннего сгорания.
§ 2. Принцип действия и классификация поршневых насосов
Простейший поршневой насос (рис. 32) состоит из рабочего
цилиндра, снабженного двумя клапанами (всасывающим и нагнета-
тельным), и поршня, совершающего возвратно-поступательное дви-
жение. К цилиндру подводятся две трубы: всасывающая и нагнета-
тельная.
Всасывающая труба соединяет камеру цилиндра с резервуаром.
При движении поршня вправо в камере вследствие, увеличения ее
объема создается разрежение. В месте соединения всасывающего
трубопровода с насосом также создается разрежение. В связи с этим
во всасывающем трубопроводе образуется перепад давления, под
действием которого жидкость перемещается к насосу. Вследствие
разности давлений открывается всасывающий клапан и жидкость
заполняет рабочую камеру цилиндра.
В начале всасывающего трубопровода давление может быть
атмосферным или близким к атмосферному или определяться суммой
93
атмосферного давления и давления столба жидкости над всасыва-
ющим трубопроводом, если насос работает с подпором.
В процессе поступления жидкости в камеру цилиндра нагнета-
тельный клапан остается закрытым. Цилиндр заполняется жид-
костью до тех пор, пока поршень не займет крайнего правого поло-
жения. При ходе поршня влево в цилиндре создается давление,
под действием которого всасывающий клапан закрывается, а нагне-
Рис. 32. Схема действия порш-
невого насоса.
1 — всасывающий клапан: 2— рабочий
цилиндр: 3 — нагнетательный клапан;
4 — нагнетательный трубопровод; 5 —
поршень; е — всасывающий трубопро-
вод; 7 — резервуар
тательный клапан открывается и
жидкость выталкивается в нагнета-
тельную трубу.
В процессе возвратно-поступа-
тельного движения поршня жид-
кость перемещается по всасыва-
ющему трубопроводу в цилиндр
насоса, а из него в нагнетательную
трубу и дальше к месту потребле-
ния. Потребителями могут быть
резервуары, паровые котлы, аппа-
раты и др.
Поршневые насосы можно клас-
сифицировать следующим образом.
1. По числу цилиндров:
а) одноцилийдровые;
б) двухцилиндровые;
в) трехцилиндровые;
г) :
2.
кости:
многоцилиндровые.
По роду перекачиваемой жид-
а) нефтяные, для перекачки го-
рячих нефтепродуктов;
б) дозировочные, для перекачки
химических реагентов;
в) для перекачки сжиженных газов;
г) цементировочные, для перекачки цементного раствора и воды
при цементировании скважин и др.
3. По конструкции поршня:
а) поршневого типа;
б) плунжерные (поршень представляет собой удлиненный под-
лый цилиндр);
в) диафрагмовые (цилиндр отделен от клапанной коробки упру-
гой диафрагмой);
г) с проходным поршнем.
4. По способу действия:
а) одинарного действия;
б) двойного действия;
в) тройного и четверного действия;
г) дифференциальные.
5. По расположению рабочих цилиндров:
94
а) горизонтальные;
б) вертикальные.
6. По способу приведения в действие:
а) паровые прямодействующие (поршень насоса и поршень
силового цилиндра закреплены на общем штоке);
б) приводные (работают от двигателя через соответствующие
передачи и кривошшшо-шатунный механизм);
в) ручные.
Поршневые насосы могут также различаться по числу цилиндров.
Рис. 33. Схема насоса двойного дей-
ствия.
1 — всасывающий и нагнетательный трубо-
проводы; 2 и 7 — всасывающие клапаны;
а и 5 — нагнетательные клапаны; 6 — саль-
ник; 8 — поршень
§ 3. Насосы одинарного и двойного действия
Насосом одинарного действия называется такой насос, в котором
за один двойной ход поршня происходит одно всасывание и одно
нагнетание жидкости. Насос простого действия изображен на рис. 32.
Порядок работы этого насоса
уже рассмотрен.
В течение одного оборота
кривошипа поршень совершает
два хода или один двойной
ХО£.
у-" Насос, который за один
двойной ход поршня два раза
всасывает и два раза нагнетает
жидкость, называется насосом
двойного действия.
Такой насос (рис. 33) имеет
два всасывающих и два нагне-
тательных клапана. Левая и
правая стороны поршня и ле-
вая и правая камеры цилиндра
являются рабочими.
При ходе поршня вправо
открываются всасывающий кла-
пан 2 и нагнетательный кла-
пан 5. В левую камеру жид-
кость всасывается, из правой камеры жидкость нагнетается в тру-
бопровод на выход насоса. Клапаны 3 и 7 в это время закрыты.
На рис. 33 показано положение клапанов при ходе поршня
справа налево. При ходе поршня влево клапаны 3 и 7 открываются,
а клапаны 2 и 5 закрываются. Из левой камеры жидкость нагне-
тается в выходной трубопровод, а в правую жидкость всасывается.
§ 4. Подача поршневых насосов
Определим теоретическую подачу поршневого насоса одинарного
действия. Потери жидкости в теоретической подаче не учитыва-
ются.
95
Процессы всасывания и нагнетания в поршневом насосе проис-
ходят периодически. Поршень получает движение от кривошипного
механизма, поэтому он движется неравномерно. В крайних левом
и правом положениях скорость поршня равна нулю. В среднем
положении поршень имеет максимальную скорость. В связи с этим
движение перекачиваемой жидкости также неравномерное.
За один двойной ход поршня насоса простого действия объем
подаваемой в нагнетательную трубу жидкости равен:
V = F-S,
где V — объем жидкости, равный объему, описываемому поршнем
за один ход, в м3;
F — площадь сечения поршня в м;
S — расстояние между левой и правой мертвыми точками поршня
(ход поршня) в м,
5 = 2г;
г — радиус кривошипа в лг,
D — диаметр поршня в м.
Такой же объем жидкости всасывается в камеру цилиндра при
другом ходе поршня.
Если число двойных ходов поршня насоса в минуту равно п,
то подачу насоса простого действия в м3]мин можно определить
по формуле
Q = F-S-n.
Тогда подача в м3[сек составит
= . (128)
И В Л43/ч
<2 = 60FSn.
Действительная подача насоса' простого действия (в Л43/сек):
= (129)
гДе По — коэффициент подачи или наполнения насоса, учитывающий
уменьшение производительности по сравнению с теорети-
ческой.
В насосе двойного действия жидкость вытесняется в трубопровод
как при ходе поршня вправо, так и при ходе влево.
При движении поршня вправо из цилиндров выталкивается
объем жидкости, равный
V^F-ftS,
где / — площадь сечения штока поршня.
96
’ При ходе поршня влево объем выталкиваемой жидкости соста-
вляет:
v2 = fs.
Весь, объем жидкости, нагнетаемый в трубопровод за один двой-
ной ход поршня,
7 = 71+72=(2F-/)5.
Теоретическая объемная подача за п двойных ходов поршня
(в м3/сек)
Q = (2F-f)S-^. (130)
Действительная подача с учетом утечек жидкости
9 = (2F-/)5^n. (130а)
Из формулы (130) хследует, что подача насоса двойного действия
меньше, чем удвоенная производительность насоса простого дей-
ствия тех же размеров и при том же числе ходов. Здесь учитывается
часть объема камеры, которую занимает шток поршня.
§ 5. Коэффициент подачи насоса
Действительное количество жидкости, подаваемое насосом, мень-
ше теоретического. Это объясняется рядом причин.
-Всасывающие и нагнетательные клапаны открываются и закры-
ваются с некоторым запаздыванием. Если всасывающий клапан
при нагнетательном ходе поршня закрывается с запаздыванием,
часть жидкости успевает уйти во всасывающую трубу. Если тот же
клапан при всасывающем ходе поршня открывается с запаздыва-
нием, то задерживается начало всасывания и тем самым умень-
шается полезный ход поршня.
Нагнетательный клапан может закрываться с некоторым запаз-3
дыванием при всасывающем ходе поршня. При этом часть жидкости
успевает возвратиться в камеру цилиндра из нагнетательного трубо-
провода.
Из-за неплотностей насоса часть жидкости может перетекать
из области нагнетания в область всасывания насоса, а также за его
пределы.
Полезный ход Поршня уменьшается, когда вместе с жидкостью
в камеру цилиндров попадает воздух или газ. Воздух может попа-
дать через неплотности на всасывающей стороне насоса и в растворен-
ном виде вместе с жидкостью. Всасывание насоса начинается только
тогда, когда давление в цилиндре упадет до давления всасывания.
Наиболее существенной причиной уменьшения подачи является
появление воздуха во всасываемой жидкости в результате выделения
растворенного воздуха и подсасывания его через неплотности,
7 Заказ 861 9?
Коэффициент подачи можно выразить в виде произведения двух
сомножителей:
По = П1-П2, (131)
тде Их — коэффициент наполнения, учитывающий снижение объема
жидкости в рабочей камере вследствие поступления газа
и воздуха;
т]2 — коэффициент утечек, учитывающий потери жидкости через
неплотности и зазоры насоса и потери, вызванные несвое-
временным закрытием клапанов.
Коэффициент Цх, характеризующий объемные потери жидкости,
почти не оказывает влияния на расход энергии. Утечки жидкости
через неплотности поршня, сальников и клапанов, характеризуемые
коэффициентом ц2, связаны со значительной потерей энергии.
Коэффициент подачи ' может колебаться в широких пределах
в зависимости от размеров насоса, вязкости перекачиваемой жид-
кости, числа оборотов вала, развиваемого напора и др.
Коэффициент подачи больших насосов достигает 0,97—0,99,
а малых — 0,85—0,9.
При увеличении вязкости перекачиваемой жидкости коэффи-
циент подачи снижается. Уменьшение коэффициента вызывает
также увеличение числа оборотов.
Большой напор приводит к увеличению утечек жидкости через
неплотности и уменьшению действительной . подачи.
§ 6. Высота всасывания поршневых насосов
Одной из характеристик поршневых насосов является высота
всасывания. Предельная теоретическая высота всасывания насоса
определяется располагаемым перепадом давления резервуар — насос.
Примем абсолютное давление, действующее на поверхность
жидкости в резервуаре, равным атмосферному ра, абсолютнее давле-
ние на всасывании насоса — равным нулю (рвс = 0). Тогда распо-
лагаемый перепад давления будет
^Р= Ра Рвс Ра-
Таким образом, располагаемый перепад давления равен атмосфер-
ному давлению.
Например, теоретическая высота всасывания для воды: I
Ра 1-9,81-10* _ 1Q
Z gp 9,81-1000 М'
Действительная высота всасывания меньше теоретической.
Располагаемый перепад давления в процессе всасывания расхо-
дуется на:
1) создание скоростного напора;
2) преодоление инерции жидкости;
08
I
3) преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающем
трубопроводе;
4) подъем жидкости на заданную высоту (измеряется по вер-
тикали от уровня жидкости в резервуаре до нагнетательного кла-
пана);
5) преодоление гидравлического сопротивления всасывающего
клапана.
Для определения высоты всасывания напишем уравнение Бер-
нулли для двух сечений потока жидкости, всасываемой насосом
(см. рис. 32). Сечение I—I возьмем на уровне жидкости в резервуаре,
сечение II—II у поршня:
Р + Ра + Pgzo = р + р + Арх + Ар2 4- pgz.
Скорость жидкости w0 в резервуаре можно принять равной нулю
(и>0 = 0). Если начало отсчета геометрических отметок взять на
поверхности жидкости, то геодезическая отметка уровня жидкости
(z0) равна нулю (z0 = 0).
Учитывая эти условия, уравнение Бернулли можно переписать
в виде
Ра = Р-?у- + Р + дР1 + Ap2 + pgz + A, (132)
где w — линейная скорость жидкости во всасывающей трубе;
р — давление на всасывании насоса;
Арх — потери давления (перепад давления) на преодоление
инерции жидкости.
Потери давления на преодоление инерционных сил потока опре-
деляются массой жидкости, находящейся во всасывающем трубо-
проводе, и ее ускорением:
Арх = pla,
где I — длина всасывающего трубопровода;
а — ускорение движения жидкости;
Ар2 — потери давления на преодоление гидравлического сопро-
тивления всасывающей трубы и на всасывании насоса;
z — геометрическая высота всасывания насоса;
h — потеря давления на преодоление сопротивления всасы-
вающего клапана.
Движение поршня происходит с переменной скоростью. Вслед-
ствие этого скорость жидкости и потери напора (перепад давления)
являются переменными величинами.
Давление на всасывании насоса получим, если из располагаемого
напора в формуле (132) вычтем потери давления
Р — Ра—Pg2 —P-у- —APi —Дрг —Л. (132а>
Из формулы (132а) следует, что давление в цилиндре всегда
меньше атмосферного. ,
7* 99
Если давление жидкости на всасывании насоса приблизится
к упругости ее насыщенных паров, то из жидкости начнут выде-
ляться растворенный воздух и пары. Наступят явление кавитации
и образование разрыва струи. Жидкость в цилиндре не будет следо-
вать за поршнем. При этом резко уменьшается наполнение цилиндра
и возможно появление гидравлических ударов. Подача жидкости
насосом может полностью прекратиться.
, Для избежания этих нежелательных явлений давление на всасы-
вании насоса должно быть выше давления насыщения паров:
Р^Рн,
где рн — давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости.
Учитывая последнее условие, получим
Р = Ра~ Р-g--------ДА —Др2 —
откуда найдем действительную высоту всасывания насоса
Ра—Рн —р-9---pla — Лр2— h
z -----------—п-------------. (133)
Pg v ’
Из формулы (133) следует, что высота всасывания насоса для
воды оказывается значительно меньше 10 м. Практически высоту
всасывания насосов принимают равной 4—5 м.
Из анализа формулы (133) следует, что с увеличением скорости
жидкости в трубопроводе, числа ходов насоса и температуры пере-
качиваемой жидкости высота всасывания насоса уменьшается.
§ 7. Процесс нагнетания насоса
В процессе нагнетания насоса происходит выдавливание поршнем
жидкости в нагнетательный трубопровод. Давление под поршнем
непрерывно меняется.
В период нагнетания совершаемая поршнем работа расходуется
на:
1) подъем жидкости на высоту z;
2) преодоление гидравлических сопротивлений в нагнетатель-
ном трубопроводе (hj; *
3) преодоление инерции жидкости, находящейся в цилиндре
и нагнетательном трубопроводе (/г2);
4) создание скоростного напора жидкости (w2/2g);
5) преодоление гидравлического сопротивления нагнетатель-
ного клапана (h3).
Напор, который необходимо создать на нагнетании насоса для
рреодоления всех сопротивлений, будет:
Н = z 4- ht-\- h2 4- -g— -{- h3 -J- /г4, (134)
^5
100
где ht — напор в конце нагнетательного трубопровода (в процессе
нагнетания можно считать постоянным);
w — средняя в сечении линейная скорость потока.
Разность отметок трубопровода есть величина постоянная. Гидра-
влические потери на трение, инерционные сопротивления и скорост-
ной напор меняются в зависимости от положения поршня. В связи
с этим давление над поршнем в процессе нагнетания непрерывно
меняется.
В самом начале процесса нагнетания гидравлические потери
на трение невелики. По мере увеличения скорости поршня гидра-
влические потери увеличиваются и достигают наибольшего значения
в среднем положении поршня, когда его скороть максимальная.
Инерционные сопротивления потока имеют наибольшее значение
в начале хода поршня, когда он имеет наибольшие ускорения.
В конце процесса нагнетания линейная скорость жидкости умень-
шается и давление достигает минимального значения. При большой
угловой скорости кривошипного вала возможен отрыв жидкости
от поршня. Это вызывается тем, что скорость поршня в мертвой
точке становится равной нулю, а жидкость стремится к дальней-
шему движению по инерции. Отрыв жидкости от поршня сопрово-
ждается ударами в насосе. Возможность отрыва жидкости умень-
шается с увеличением разности отметок нагнетательного трубопро-
вода, с увеличением диаметра трубы, уменьшением числа оборотов
вала и при установке воздушных колпаков.
Изменения давления в нагнетательных трубопроводах одинаковы
при установке насосов одинарного и двойного действия. В-насосах
тройного действия колебания давления меньше.
§ 8. Основы расчета клапанов
Для улучшения условий работы насоса на всасывании следует
устанавливать его ближе к уровню жидкости, а в ряде случаев
и ниже уровня жидкости. При перекачке жидкостей с высокой
упругостью паров, а также жидкостей при
высокой температуре всасывание их может
быть весьма затруднено. Для таких жидкостей
насос должен работать с подпором, что может
быть достигнуто установкой насоса ниже уров-
ня жидкости.
Для периодического перекрытия камеры
цилиндра со стороны всасывающего и нагне-
тательного трубопроводов устанавливаются
клапаны обычно тарельчатого, типа. Клапан
представляет собой диск, который перекры-
Рис. 34. Схема та-
рельчатого клапана.
вает круглое отверстие (рис. 34).
Диск перекрывает отверстие под действием собственного веса
или под действием собственного веса и силы натяжения пружины.
В последнем случае вес тарелки клапана облегчается и улучшается
режим работы клапана.
101
Нагрузка на клапан сверху складывается из собственного веса
его и усилия пружины. Эти силы уравновешиваются давлением
жидкости на тарелку клапана снизу:
Apf==G~B,
где Ар — перепад давления на клапане,
&P = Pi~P;
/ — площадь тарелки клапана;
р — давление в камере цилиндра; ,
рх — давление над тарелкой клапана;
G — вес клапана;
В — сила натяжения пружины.
Теоретическая скорость истечения жидкости через щель между
тарелкой клапана и седлом определяется по формуле
с-|''24' («5>
Объем жидкости, протекающей через щель, и объем, описываемый
поршнем, дблжйы быть равны:
nD Д hpc = Fu,
где Б — диаметр тарелки клапана;
Ah — высота подъема тарелки клапана;
и — коэффициент расхода при истечении из-под клапана;
F — площадь сечения поршня;
и — скорость поршня.
Из последнего равенства можно определить высоту подъема кла-
пана в зависимости от скорости поршня в любой момент времени:
; А/г=-^-. (136)
Из формулы (136) следует, что наиболыпаянвысота подъема кла-
пана соответствует максимальной скорости поршня. В крайних
положениях, когда скорость поршня равна нулю, клапаны нахо-
дятся в закрытом положении (Ah = 0).
§9. Характеристика поршневых насосов
- Зависимость между подачей и напором при данном числе двой-
ных ходов поршня насоса называется его характеристикой.
Из формул для подачи поршневых насосов следует, что характе-
ристика мало зависит от развиваемого напора. При данных разме-
рах насоса она определяется скоростью вращения приводного вала.
На рис. 35 представлена характеристика поршневого насоса,'
изображенная прямой линией 1. Как видно из рис. 35, подача насоса
всегда постоянна. Изменить ее можно только путем изменения числа
102
оборотов двигателя насоса. Фактическая характеристика поршневого
насоса изображается линией 2, незначительно отклоняющейся от
прямой линии.
При работе поршневого насоса на трубопровод расход в трубо-
проводе устанавливается в соответствии с характеристикой насоса,
т. е. Qn. Напор насос будет создавать' такой, какой потребуется,
для преодоления всех сопротивлений
в трубопроводе.
\
2Л
I
I
н
§ 10. Движение поршня в насосах
с кривошипно-шатунным механизмом
Большинство поршневых приводных
насосов приводится в действие при
помощи кривошипно-шатунного меха-
Рис. 35. Характеристика порш-
невого насоса.
г — теоретическая характеристика;
2 — действительная характеристика
Рис. 36. Кривошипно-шатунный механизм
поршневого насоса.
1 —кривошип; 2 — шатун; з — ползун; 4 — криво-
шипный вал
низма (рис. 36), который предназначен для преобразования вра-
щательного движения кривошипного вала насоса в поступательное
движение поршня.
Скорость движения поршня, приводимого в действие от криво-
шипного механизма, меняется от нуля в мертвых точках до макси-
мального значения в среднем положении. Кривошипный вал вра-
щается с постоянной угловой скоростью.
Линейная скорость движения поршня меняется по закону
v = <i>r sin ф,
(137)
где ф — угол между осью ползуна и кривошипом;
® — угловая скорость кривошипа;
г — радиус кривошипа.
В мертвых положениях поршня, когда <р = 0 или <р = л и sin ф =
= 0, скорость его равна нулю, как следует из формулы (136). В сред-
нем положении поршня при <р = и sin = 1 скорость его макси-
мальная
лт
^max ~ = до > •
где п у- число двойных ходов поршня в минуту.
103
Ускорение поршня определяется по формуле
а = ю2гсозф. (138)
Из формулы (138) видно, что наибольшее ускорение поршня
будет при cos ф = 1. Это условие выполняется, когда угол между
кривошипом и направляющей осью ползуна составит ф = 0 или
ф = л.
Таким образом, в мертвых положениях поршня ускорение дости-
гает наибольших значений, а жидкость останавливается. Поэтому
при наибольших ускорениях поршня жидкость обладает наиболь-
шей инерционностью и возможен отрыв жидкости от поршня.
Для избежания отрыва струи от поршня необходимо уменьшить
ускорение, что может быть достигнуто уменьшением скорости вра-
щения кривошипного вала и уменьшением радиуса кривошипа.
§ 11. Графики подачи насоса
Изменение скорости движения поршня во времени вызывает
соответствующее изменение мгновенной подачи жидкости поршневого
насоса. Движение жидкости в трубах также оказывается неравно-
мерным.
Объем жидкости, подаваемой насосом в единицу времени, найдем
как произведение площади поршня F на его линейную скорость:
Q = Fv.
Ввиду того, что площадь поршня величина постоянная, объем
подаваемой жидкости будет меняться в соответствии с изменением
скорости поршня, т. е. по синусоиде:
<2 =/Vorsin ф. (139)
Изменение подачи жидкости на протяжении хода поршня пред-
ставлено графически на рис. 37. Начало отсчета принято от мертвой
точки, после которой начинается процесс вытеснения жидкости
в нагнетательный трубопровод. Слева проведена в соответствующем
масштабе окружность радиусом Fra. Справа по горизонтальной
оси отложен угол ф поворота кривошипа. По вертикальной оси отло-
жены значения объемного расхода. Линия 1 характеризует измене-
ние объемного расхода насоса простого действия.
Если кривошип повернулся на угол фх или ф2, то объемный
расход, соответствующий этим положениям, равен Q± и Q2, что
следует непосредственно из графика.
Максимальный расход равен (?max = Far.
Вытеснение жидкости заканчивается при угле поворота криво-
шипа ф = л. От л до 2л процесса нагнетания нет, поэтому линия
расхода имеет координату равную нулю. В этой области происхо-
дит всасывание жидкости, что на рис. 37 не показано.
104
Из проведенного анализа следует что подача насоса является
неравномерной. В связи с этим можно рассматривать максималь-
ную, среднюю и текущую подачи. Текущая подача характеризует
подачу жидкости в любой момент времени. Максимальная подача
соответствует максимуму на синусоиде и равна Far. Средняя подача
есть отношение общего объема перекачиваемой насосом жидкости
за большой промежуток времени к времени перекачки при условии
постоянной угловой скорости кривошипа.
Среднюю подачу можно определить также через объем, вытес-
няемый поршнем жидкости (V), и время двойного хода поршня.
Для насоса простого действия:
Рис. 37. Диаграмма подачи насоса простого действия.
1 — линия изменения объемного расхода
Время Д£ полного оборота кривошипа:
откуда средняя производительность:
О
VcP л
Степень неравномерности подачи насоса характеризуется отно-
шением максимальной подачи к средней:
= ^- = л. (140)
<2ср я
Таким образом, в насосе простого действия максимальная подача
насоса жидкости в 3,14 раза больше, чем средняя.
В насосе двойного действия жидкость подается при ходе поршня
вправо и влево. Средняя подача для этого насоса будет
п 2rFu>
"ср = 5Г~-
105
Выражение для максимальной подачи насоса то же, что и для
насоса простого действия. Тогда степень неравномерности для на-
соса двойного действия
= F(S>T . 2rFa_ я = ,57.
Q ср я 2
Таким образом, максимальная подача насоса двойного действия
в 1,57 раза больше средней подачи.
При оценке неравномерности подачи насоса двойного действия
площадь штока не учитывалась.
§ 12. Работа поршневых насосов с воздушным колпаком
Для улучшения условий работы поршневых насосов на линии
всасывания и нагнетания устанавливаются воздушные (газовые)
колпаки. Газовый колпак представляет собой герметически замкну-
Рис. 38. Схема установки
воздушных колпаков
1 — сетка (фильтр); 2 — прием-
ный клапан; 3 — всасывающий
трубопровод; 4 — всасывающий
воздушный колпак; 5 — всасы-
вающий патрубок; 6 —|всасыва-
ющий клапан; 7 — нагнетатель-
ный клапан; S — нагнетатель-
ный воздушный колпак; 9 —
нагнетательный трубопровод;
10 — поршень; 11 — цилиндр
тый сосуд, нижняя часть которого запол-
нена перекачиваемой жидкостью, а верх-
няя заполняется газом, не реагирующим
С жидкостью.
Колпаки являются аккумуляторами
жидкости. Они поглощают избыток жид-
кости в момент подачи и отдают в на-
гнетательную трубу эту поглощенную
жидкость при всасывающем ходе поршня.
Таким образом, поршневой насос с кол-
паком работает так, что в трубопровод
из насоса непрерывно поступает среднее
количество жидкости.
При достаточных размера^ воздуш-
ного колпака значительно облегчается
пуск насоса, так как представляется
возможным производить пуск насоса на
полное или почти полное число оборотов.
Наличие воздушного колпака создает
защиту насоса от повреждений при бы-
строй или внезапной остановке насоса.
Воздушный колпак смягчает удар жид-
кости.
Схема установки воздушных колпа-
ков представлена на рис. 38. Во время
всасывающего хода поршня жидкость
всасывается в цилиндр из всасывающего
трубопровода и всасывающего воздуш-
ного колпака. Жидкость- из колпака по-
ступает в большем количестве, чем из
трубопровода, так как последний имеет
большее гидравлическое сопротивление.
106
Количество жидкости во всасывающем колпаке уменьшается,
а объем воздуха увеличивается. Увеличение объема воздуха
приводит к уменьшению давления и в колпаке создается разре-
жение.
После того как поршень достигает крайнего правого положения, j
начинается при ходе влево процесс нагнетания жидкости в нагнета- /
тельный трубопровод. Жидкость во всасывающей трубе продол- h
жает двигаться под действием разрежения, созданного в воздушном |
колпаке. Следовательно, при наличии воздушного колпака жидкость j
во всасывающем трубопроводе движется независимо от хода поршня i
(всасывания или нагнетания). Всасывающий воздушный колпак '
выравнидает7.скорость движения жидкости во всасывающем трубо-
проводе и приближает ее к установившейся. Этим достигается сни-
жение вредного влияния сил инерции жидкости на всасывании.
Силы инерции проявляются только в коротком патрубке, соединя-
ющем всасывающий воздушный колпак с цилиндром, и в цилиндре.
Для уменьшения сил инерции всасывающие колпаки устанавлива-
ются близко к насосу.
Ранее было выяснено, что инерцйонные силы на линии всасыва-
ния насоса приводят к уменьшению высоты всасывания. Поэтому
высота всасывания насосов с воздушным колпаком на всасывании/'
больше, чем у насосов без воздушных колпаков.
При ходе поршня влево жидкость выдавливается из цилиндра.
Часть жидкости поступает в нагнетательный трубопровод, а часть —
в нагнетательный воздушный колпак. Количество жидкости в кол-
паке увеличивается, а объем воздуха уменьшается. Поскольку
количество воздуха в колпаке не меняется, то при уменьшении его
объема давление увеличивается. После того как поршень дойдет
до крайнего левого положения, начинается процесс всасывания
жидкости. Жидкость при этом будет продолжать двигаться в нагне-
тательном трубопроводе под действием давления воздуха в нагнета-
тельном воздушном колпаке. Следовательно, и в нагнетательном
трубопроводе жидкость движется непрерывно, независимо от хода
поршня (всасывающий или нагнетательный). Нагнетательный кол-
пак также устанавливается близко к цилиндру, чтобы устранить
вредное влияние инерционных сил при движении жидкости. Для кон-
троля разрежения на всасывающем воздушном колпаке устанавли-
вается вакуумметр, а на нагнетательном — манометр. Контроль
уровня жидкости в воздушных колпаках осуществляется водомер-
ными стеклами. Для регулирования воздуха на воздушных колпаках
устанавливаются воздушные краники.
В процессе работы насоса в результате разрежения во всасыва- j
ющем колпаке может выделяться из жидкости воздух или газ. По- >
этому периодически газ следует удалять. В нагнетательном колпаке 5
под действием повышенного давления воздух может растворяться
в жидкости и его количество непрерывно уменьшается, в связи 1
с чем в нагнетательный колпак необходимо периодически добавлять
воздух.
107
На небольших насосных установках воздух из всасывающего
колпака может отсасываться через отверстия во всасывающем па-
трубке. Когда уровень жидкости, достигает отверстий, через них
будет забираться воздух насосом. На больших насосных установках
воздух из колпака отсасывается с помощью специальных вакуум-
насосов. В нагнетательные колпаки воздух (газ) может подаваться
специальным компрессором или из баллона.
§ 13. Определение объема воздушного колпака
В насосных установках, как правило, всасывающий трубопровод
делается коротким. Поэтому воздушные колпаки устанавливаются
в основном на нагнетательной стороне насоса.
Объем воздуха в колпаке во время работы поршневого насоса
должен составлять примерно 2/3 полного объема колпака. В про-
цессе работы насоса объем газа в колпаке непрерывно меняется
от максимального до некоторого минимального объема.
Максимальному объему газа соответствует минимальное давле-
ние рг газа в колпаке и минимальное количество жидкости.
Минимальному объему газа в колпаке соответствует максималь-
ное давление р2 и максимальное количество жидкости.
Колебания скорости жидкости в нагнетательном трубопроводе
можно характеризовать неравномерностью давления в колпаке:
Рср
где рср — среднеарифметическое давление газа в колпаке;
т — коэффициент, характеризующий колебания давления.
Движение жидкости в нагнетательном трубопроводе считается
равномерным при т 0,025.
Объем газового колпака можно определить из условия равно-
мерности подачи жидкости в нагнетательный трубопровод.
Объем нагнетательного газового колпака при этих условиях
для насоса одинарного действия равен
Vr = 33FS, (141)
для насоса двойного действия:
V2 = 13,5Г£, (142)
для насоса четверного действия:
Vs — 3FS, (143)
где F — площадь поршня;
S — длина хода поршня.
Объемы газового колпака определены при граничном значении
коэффициента неравномерности т — 0,025.
108
§ 14. Работа и мощность поршневого насоса
Работу поршневого насоса можно выразить через объем перека-
чанной жидкости и полный напор йасоса. Полный напор поршневого
насоса равен сумме вакуумметрической высоты всасывания Нг
и напора на нагнетании насоса Н2:
Н = Н1 + Н.2,
где Н — полный напор поршневого насоса.
Вакуумметрическую высоту всасывания можно вычислить, если
известны абсолютное давление в рабочем цилиндре pt для работа-
ющего насоса, показания вакуумметра и атмосферное давление ра.
ff —
1 Pg
Для работающего насоса напор на нагнетании можно определить
по величине давления, измеренного манометром р2:
Полная работа поршневого насоса расходуется на перекачку
жидкости и преодоление всех сопротивлений на всасывании и нагне-
тании насоса. Она определяется из выражения
А .-VII pg, (144)
где V — объем перекачанной жидкости.
Если объем жидкости выразить в кубических метрах (ж3), напор
в метрах (м), плотность в килограммах на кубический метр (кг/м3)
и ускорение земного притяжения в метрах на секунду в квадрате
(м/сек3), то работа будет выражаться в джоулях (дж).
Полезная мощность, необходимая для перекачки жидкости насо-
сом, определится как работа, произведенная в единицу времени:
Nn = ^- = QfIpg, (145)
где At — время перекачки объема жидкости в сек\
Q — подача насоса в м3/сек,
Мощность в формуле (145) выражается в ваттах (вт).
Пример. Определить полезную мощность насоса, если объемная произво-
дительность насоса равна 0,2 м'Чсек, плотность жидкости 800 кг/м3 и полный
напор 100 л.
Решение
Определяем полезную мощность по формуле (145)
Nn=QHpg = 0,2 • 100 • 800 • 9,81 — 15,7 • 103 em=15,7 кет.
109
Наряду с полезной мощностью рассматривается также индика-
торная мощность Nt, которая определяется по индикаторной диа-
грамме (рис. 39).
На индикаторной диаграмме в определенном масштабе фиксиру-
ются изменения давления или напора в рабочей камере насоса
за один оборот вала.
Для получения индикаторной диаграммы используют поршневой
индикатор, схема которого изображена на рис. 40. В небольшом
цилиндре индикатора находится поршень, который штоком соединен
с системой передачи пере-
мещения. На шток надета
тарированная пружина.
Нижняя полость цилиндра
с помощью штуцера сое-
динена с рабочей камерой
насоса.
Рис. 39. Индикаторная диа-
грамма поршневого насоса.
Рис. 40. Поршневой индикатор.
1 — цилиндр; 2 — поршень; з — пружина; 4 — ремень;
5 — барабан; 6— записывающее устройство; 7— шток;
3 — крышка; 9 — штуцер
Повышение давления в насосе приводит к перемещению поршня
индикатора вверх до точки, в которой давление на поршень уравно-
вешивается усилием пружины. Таким образом, перемещения поршня
индикатора соответствуют давлению в цилиндре насоса.
С помощью штока индикатора перемещения передаются на пере-
даточный механизм, имеющий записывающее устройство. На бара-
бане индикатора натянута бумага, на которую наносятся линии
перемещения поршня. Барабан индикатора вращается от ремня,
связанного с плунжером или штоком насоса.
По горизонтали на бумаге в некотором масштабе вычерчивается
перемещение поршня насоса, а по вертикали — давление или напор.
С помощью планиметра можно определить площадь индикаторной
диаграммы и из последней — средний индикаторный напор Яр
Индикаторная мощность на одной стороне поршня:
(146)
где F — площадь поршня индикатора;
S — ход поршня;
110
п — скорость вращения вала в об/мин-,
Д. — индикаторный напор, определяемый по формуле
И = р‘ _= F{
1 pg IMpg ’
Где р — площадь индикаторной диаграммы;
I — длина диаграммы;
М — масштаб диаграммы;
Pi — среднее индикаторное давление.
Индикаторная мощность определяет работу, которую совершает
поршень за 1 сек.
§ 15. Коэффициент полезного действия поршневого насоса
Полный напор насоса меньше индикаторного на величину потерь
напора в самом насосе (см. § 5 «Коэффициент подачи насоса»),
дтношение полного напора Н к индикаторному называется гидравли-
ческим коэффициентом полезного действия насоса:
W)
Отношение полезной гидравлической мощности к индикаторной
называется индикаторным коэффициентом полезного действия насосах
= v (148)
Подставим в формулу (148) значения полезной и индикаторной
мощностей соответственно по формулам (145) и (146), а значения Q
из формулу (129):
п н
u Htpg (FSn/60) FSn/60 ' Ht
или [см. формулу (131)]
(149)
Таким образом, индикаторный коэффициент полезного действия
равен произведению коэффициента подачи на гидравлический к. п. д.
насоса.
При работе поршневого насоса преодолевается трение в приводной
части насоса. Поэтому мощность, которую необходимо подвести
к насосу от двигателя, больше индикаторной мощности.
Эти механические потери учитываются механическим коэффи-
циентом полезного действия насоса:
. (150>
где N9 — эффективная мощность, отданная двигателем насосу.
Полный коэффициент полезного действия насоса учитывает
потери жидкости через неплотности, потери напора в насосе
111
р затрату мощности на преодоление трения в механизме насоса: он
определяется отношением полезной мощности к эффективной:
n = = = «Пм- (151)
Из последнего выражения следует, что мощность, потребляемая
насосом;
= = (152)
э Т) Т] х ’
Для поршневых насосов коэффициент подачи находится в пре-
делах:
ро = 0,85 -0,98,
гидравлический
Пг=0,70 = 0,98,
механический
щ,-0,85 = 0,95.
Полный коэффициент полезного действия малых поршневых
насосов составляет q = 0,7, крупных современных насосов ц = 0,9
и более.
§ 16. Определение мощности двигателя насосной установки
Мощность двигателя для привода поршневого насоса принимают
больше, чем эффективная мощность насоса:
(153)
*|п
где N„„ — мощность электродвигателя насоса;
к — коэффициент запаса;
цп — коэффициент полезного действия передачи.
Для двигателей мощностью до 50 кет коэффициент запаса при-
нимается равным к = 1,20 -? 1,25, а для двигателей мощностью
более 50 кет — к = 1,10 1,15.
Коэффициент полезного действия передачи (редуктора) можно
принимать 0,96—0,98.
§ 17. Конструкции поршневых насосов
В нефтяной и химической промышленности для перекачки хими-
ческих жидкостей и сжиженных газов получили распространение
трехплунжерные горизонтальные приводные насосы (рис. 41). Для
этих насосов характерна плавная подача жидкости, и они позволяют
создавать высокие давления.
Блок насоса состоит из трех цилиндров одинарного действия,
в которых совершают возвратно-поступательное движение плунжеры
или дисковые поршни. Поршни работают от одного вала, колена
которого смещены на угол 120° относительно друг друга. Насос
приводится в действие от электродвигателя через редуктор.
112
К таким насосам относятся плунжерные приводные насосы
типа ХТР (химические трехцилиндровые с регулируемой подачей),
развивающие давление от 20 до 330 кгс/см2, и имеющие подачу от 0,75
до 30 Л43/ч. Число двойных ходов плунжера в минуту для различных
марок этого типа насосов находится в пределах от 182 до 300.
Положение кривошипов
Рис. 41. Схема трехплунжерного насоса.
Насосы рассчитаны на перекачку агрессивных жидкостей при темпе-
ратурах от —30 до +65° С.
Характеристика плунжерных приводных насосов ХТР
XTP-20/50 XTP-8/110
Подача, -и3/ч 10—20 4—8
Давление нагнетания, кгс/см^ 50 110
Число двойных ходов плунжера в 1 мин . . 200 182
Мощность электродвигателя, кет 40 40
Температура перекачиваемой жидкости, 9С —30 20—40
Плотность жидкости, кг/м® 603 780
Насосы типа ХТР состоят из Двух основных частей: блока гидра-
влических цилиндров И станины. В станине находится механизм
движения, включающий глобоидной редуктор, механизм регулиро-
вания длины хода плунжера, шатуны и ползуны.
В блоке гидравлических цилиндров размещены всасывающие
и нагнетательные клапаны.
8 Заказ 861
113
Рпс. 42. Устройство мембранного на-
соса.
1 — клапаны; г- — мембрана; з — плунжер
Узел сальника состоит из трех уплотнительных резиновых ман-
жет и фонаря, в который подается вода под давлением 1—2 кгс/см?
для промывки и смазки.
Плавное регулирование подачи в процессе работы насоса осуще-
ствляется вращением специального вицта. Насос приводится в дей-
ствие электродвигателем через глобоидную передачу, встроенную
в насос. С электродвигателем насос соединен при помощи упругой
муфты. Смазка насоса принудительная.
Для перекачки агрессивных жидкостей в промышленности при-
меняются мембранные насосы (рис. 42).
В этих насосах цилиндр, в котором движется поршень или плун-
жер, отделен от перекачиваемой жидкости мембраной, изготовлен-
ной из эластичного материа-
ла, не поддающегося разру-
шающему воздействию перека-
чиваемой жидкости. Полость
между мембраной и плунже-
ром заполняется неагрессивной
жидкостью. В соответствии с
движением плунжера или пор-
шня мембрана, перемещаясь,
всасывает или выталкивает
перекачиваемую жидкость из
цилиндра. Все части насоса,
соприкасающиеся с перекачи-
ваемой жидкостью, изготовля-
ются из стойких материалов
или покрываются кислотоупорт-
ными покрытиями.
Для объемного напорного
дозирования различных чистых
нейтральных и агрессивных
жидкостей, эмульсий и сус-
пензий в технологических про-
цессах химической и нефтехимической промышленности разрабо-
таны насосы-дозаторы серии НД.
Насосы-дозаторы — одноплунжерные горизонтальные простого
действия с индивидуальным электродвигателем и червячным одно-
ступенчатым редуктором.
Регулирование подачи насоса производится вручную при оста-
новленном электродвигателе.
Для нейтральных и слабоагрессивных жидкостей при темпера-
турах до 80° С насосы комплектуются манжетами из бензомасло-
стойкой резины. При перекачивании агрессивных сред манжеты
делаются из фторопласта 4Б (при давлении нагнетания до
100 кгс/си?).
Серия насосов типа НД рассчитана на давление от 10 до 400 кгс/см2
й номинальную подачу от 10 до 2500 л/ч.
114
Насосы-дозаторы изготовляются следующих марок: НД 10/100;
НД 16/63; НД 100/10; НД 16/400; НД 400/16; НД 1000/10; НД 2500/10
и др. Числитель дроби означает номинальную подачу в л/ч, а знаме-
натель — давление в кгс/см2.
Гидравлическая часть насосов выполнена из стали марки Х18Н9Т.
В нефтяной и химической промышленности применяются также
паровые прямодёйствующие насосы. Одноцилиндровые прямодейст-
вующие насосы применяются главным образом для перекачки легко-
испаряющихся жидкостей и сжиженных газов. Наиболее широкое
распространение получили двухцилиндровые насосы.
§ 18. Основные детали поршневого насоса
Основными деталями поршневого насоса являются корпус,
поршень, сальники и клапаны. -
Корпус насоса представляет собой основную несущую кон-
струкцию, в которой монтируются все рабочие элементы насоса.
Рис. 43. Уплотнение дискового поршня.
а — поршень с кольцами; б — уплотнительное чугунное кольцо
Корпус насоса крепится на фундаменте и поэтому выполняется
монолитным и жестким. Материалом корпуса служит чугун.
Корпус насоса состоит из цилиндра и рабочих камер. Для круп-
ных насосов высокого давления камера выполняется из стали.
Насосы, предназначенные для перекачки агрессивных химических
жидкостей, имеют детали из хромистой, хромоникельмолибденовой
или хромоникелькремнистой сталей.
При перекачке кислот применяются коррозионностойкие стали
и сплавы, фарфор, керамика и специальные стойкие покрытия.
Поршни насосов выполняются в виде дисков или цилиндров.
Насосы с цилиндровыми поршнями называются плунжерными или
8*
115
скальчатыми. Поршни насосов низкого и среднего давления изгото-
вляют в виде дисков из чугуна.
Уплотнение дисковых поршней при перекачке холодных жидко-
стей достигается кожаными манжетами, а при перекачке горячих
жидкостей — уплотнительными текстолитовыми или эбонитовыми
кольцами.
В случае перекачки нефтепродуктов уплотнение осуществляется
чугунными кольцами (рис. 43). Кольца могут также быть изготовлены
из бронзы. Для упругости в коль-
цах делаются прорезы. В свобод-
ном состоянии диаметр кольца
больше, чем внутренний диаметр
цилиндра.
Рис. 45. Тарельчатый клапан с на-
правляющими ребрами.
1 — ограничитель подъема клапана; 2 —
тарелка клапана; з — ребра
Рис. 44. Плунжер насоса простого
действия.
1 — шток; 2 — плунжер; з — палец для кре-
пления плунжера
Плунжеры изготовляются из чугуна и имеют гладкую поверх-
ность. Устройство плунжера показано на рис. 44. Плунжеры дела-
ются сплошными при малых диаметрах и в виде полых стаканов
при диаметрах более 0,1 м. Для защиты плунжеров от коррозии
их облицовывают бронзой.
При движении плунжер не касается стенок цилиндра. Уплот-
нение обеспечивается наружным сальником. В насосах двойного
действия плунжеры делаются закрытыми с обоих концов.
В поршневых насосах применяют тарельчатые, шаровые и коль-
цевые клапаны. Для создания необходимой плотности клапаны
тщательно притираются к седлу.
На рис. 45 представлен тарельчатый клапан с направляющими
ребрами, которые служат для центровки клапана.
116
К клапанам предъявляются следующие требования:
1) клапаны должны легко открываться и без удара опускаться
на седло;
2) оказывать небольшое гидравлическое сопротивление;
3) плотно прикрывать отверстия без пропуска жидкости;
4) направляющие клапана не должны создавать защемления.
Для уплотнения штоков поршневых насосов служат саль-
ники с уплотнительной набивкой (рис. 46), которая в зависимости
Рис. 46. Уплотнительный сальник поршневого
насоса.
1 — сальниковая коробка; 2 — сальниковая набивка;
з — нажимная букса; 4 — шток; 5 — полое кольцо;
6 — грундбукса
от условий работы может быть пеньковой, хлопчатобумажной, кожа-
ной или металлической. Металлическая набивка делается в виде
колец из мягкого металла.
Для создания необходимой плотности сальниковая набивка
прижимается грундбуксой с помощью болтов или шпилек.
В приведенном на рис. 45 сальнике помещено полое металли-
ческое кольцо, имеющее радиальные отверстия для подачи специаль-
ной уплотняющей или смазывающей жидкости.
Давление уплотняющей жидкости в сальнике может поддержи-
ваться несколько выше максимального давления в рабочей камере.
В зтом случае сальник будет работать как гидравлический затвор,
предотвращающий просачивание перекачиваемой жидкости.
Сальник рассмотренной конструкции может служить для
отвода утечек, если к нему не подводить уплотняющей жид-
кости.
117
§ 19. Поршневые насосы для перекачки нефтепродуктов
и горячих жидкостей
Для перекачки нефтепродуктов применяются паровые прямодей-
ствующие и приводные насосы. Приводные насосы в последнее
время находят все большее применение, заменяя паровые прямодей-
ствующие насосы.
Для перекачки нефти и нефтепродуктов на нефтебазах и по трубо-
проводам применяется приводной насос НТ-45 (в настоящее время
снят с производства).
Насос НТ-45 горизонтальный, трехплунжерный с цилиндрами
двойного действия. В насосе имеются один всасывающий и три напор-
ных воздушных колпака. Внутри колпаков расположены поплавки,
предназначенные для уменьшения растворения сжатого воздуха.
Насос оборудован предохранительным клапаном, перепуска-
ющим перекачиваемую жидкость во всасывающую полость при
давлении, превышающем допустимое значение. Смазка насоса цирку-
ляционная и производится с помощью насоса, соединенного зубча-
той передачей с коленчатым валом.
Насос работает от электродвигателя через редуктор, который
соединяется с ним упругими муфтами.
Характеристика насоса НТ-45
Подача, л/сек ............................................ 45
Давление нагнетания нормальное, кгс/ои2 ....... 60
Мощность цилиндров, кет . ,............................. 330
Число цилиндров .................г................. 3
Диаметр плунжера, мм ..................................... 145
Ход плунжера, мм.......................................... 450
Число двойных ходов в 1 мин ....................... 15
Вес насоса, кг ......................................... 26 755
Для перекачивания горячих кислот (серной, соляной и азотной)
различной концентрации при температуре до 200° С разработан
фарфоровый насос типа ХН.
Насос плунжерный, горизонтальный с электроприводом имеет
один рабочий цилиндр. Подача регулируется бесступенчато, путем
изменения длины хода плунжера.
Все детали гидравлической части насоса (корпус, плунжер,
седла, клапаны, приемный и выкидной патрубки), соприкасающиеся
с перекачиваемой жидкостью, выполнены из фарфора. Стыки между
фарфоровыми деталями уплотняются прокладками из фторопласта-4.
Уплотнение плунжера осуществляется манжетами также из фторо-
пласта-4.
Подача насоса 25 л/ч, наибольшее давление 50 кгс/см1. Число
двойных ходов плунжера в минуту — 35. Насос связан с электродви-
гателем через червячный редуктор, мощность электродвигателя
0,27 кет.
118
§ 20. Паровые прямодействующие насосы. Принцип действия
и область применения
В нефтяной промышленности применяются поршневые прямодей-
ствующие насосы, которые работают от силовых паровых цилиндров.
Гидравлический и паровой поршни расположены на одном общем
штоке. Прямодействующие насосы значительно проще по конструк-
ции, меньше по габаритным размерам и весу, чем поршневые насосы
с кривошипным механизмом, при одинаковой подаче. Подача жид-
кости прямодействующих насосов более равномерна.
Рис. 47.' Прямодействующий паровой насос.
1 — паровой цилиндр; 2 — золотниковая коробка; 3 — плоский коробчатый золотник; t —
масленка; 5 — золотниковый шток; в — шатун золотника; 1 — рычажная система; 8 — вса-
сывающий клапан; 9 — нагнетательный клапан; 10 — плунжер; 11 — гидравлический
цилиндр; 12 — шток; 1S — впускное отверстие для пара; it — отверстие для выпуска отра-
ботавшем пара; 15 — канал, отводящий отработанный пар в выхлопную трубу; 16 — паро-
вой поршень
Поршневые прямодействующие насосы выпускаются двух ти-
пов — горизонтальные и вертикальные. Первые более просты. Вер-
тикальные занимают меньше места.
Поршневые прямодействующие паровые насосы выполняются
одно- и двухцилиндровыми.
Одноцилиндровые насосы состоят из одного парового и одного
рабочего цилиндра, поршни которых соединены общим штоком.
Парораспределение парового цилиндра осуществляется главным
и вспомогательным золотниками.
Двухцилиндровые насосы состоят из двух паровых и двух рабо-
чих (гидравлических) цилиндров. Поршни цилиндров попарно соеди-
нены общими штоками. Парораспределение каждого парового ци-
линдра осуществляется золотником, который получает движение
от поршневого штока другой пары цилиндров.
119
Паровые прямодействующие насосы могут различаться по разви-
ваемому давлению (низкого и высокого давления), по роду перекачи-
ваемой жидкости (водяные, нефтяные, масляные, бензиновые и др.),
а также по назначению (перекачивающие, пожарные, питательные,
топливные и др.).
На рис. 47 изображен паровой прямодействующий двухцилин-
дровый насос. Он состоит из двух рядом расположенных гидравличе-
ских цилиндров и двух таким же образом расположенных паровых
цилиндров. Каждый цилиндр двойного действия. Гидравлические
и паровые цилиндры выполнены в одной общей отливке.
Гидравлическая часть насоса состоит из двух гидравлических
цилиндров, пустотелых поршней — плунжеров и клапанной коробки,
расположенной над гидравлическими цилиндрами. Всасывающие
клапаны расположены ниже нагнетательных.
Паровая часть насоса состоит из двух паровых цилиндров, золот-
никовой коробки, паровых поршней и штоков, общих для паровой
и гидравлической частей насоса. Каждый паровой цилиндр снабжен
коробчатым плоским золотником, который перемещается по золот-
никовому зеркалу и управляет при своем движении впуском пара
в цилиндры и выпуском ёго из паровых цилиндров. Золотник при-
водится в движение от золотникового штока, приводимого в свою
очередь в движение через систему рычагов от соседнего цилиндра.
В золотниковой коробке под золотником располагаются два отвер-
стия (крайних) для впуска в цилиндр свежего пара и два отверстия
для выпуска из цилиндра отработавшего пара. Пятое (среднее)
отверстие соединяется с выхлопной трубой для удаления отработа-
вшего пара.
Золотниковый шток свободно проходит через пружины золот-
ника. Между ребрами золотника с некоторым зазором на золотнико-
вом штоке закреплена гайка. Зазор между ребрами и гайкой преду-
смотрен для того, чтобы золотник останавливался при перемене
хода. Движение золотника и связанного с ним поршня в обратную
сторону начнется после некоторой паузы с того момента, когда
золотниковая гайка при своем движении упрется о ребро золотника.
Клапаны в гидравлической части насоса во время паузы плавно
без стука опускаются на седла.
Выпуск отработавшего пара прекращается при открытом выпуск-
ном канале в результате того, что выпускной канал прикрывается
поршнем, не дошедшим до своего крайнего положения. При дальней-
шем движении поршня оставшийся между крышкой цилиндра и порш-
нем отработавший пар подвергается сжатию, вследствие чего давле-
ние его возрастает и поршень плавно останавливается в крайнем
положении.
Когда один из паровых цилиндров вместе со своим гидравличе-
ским цилиндром находятся в одном из крайних положений, другая
пара цилиндров находится в среднем положении. Это позволяет
осуществить пуск насоса при любом положении поршней открытием
вентиля на паровпускной трубе.
120
В одинарных прямодействующих паровых насосах с одним паро-
вым и одним гидравлическим цилиндром поршни обоих цилиндров
имеют общий шток. Парораспределение в этих насосах осущест-
вляется при помощи главного и вспомогательного золотников.
Первый золотник управляет впуском и выпуском пара из парового
цилиндра насоса. Перемещение его осуществляется паром. Второй
золотиик (вспомогательный) управляет механизмом переброски глав-
ного золотника и перемещается при помощи рычага от поршневого
штока.
В паровых прямодействующих насосах также имеют место потери
энергии. Действительная подача насоса Q меньше, чем объем
описываемый за один ход поршня. Отношение расходов
называется коэффициентом подачи.
Коэффициент подачи паровых прямодействующих насосов для
чистой воды составляет
т)о = 0,85 - 0,95,
для вязких и загрязненных жидкостей
^о = 0,8-г-0,9.
Механический коэффициент полезного действия, определяемый
отношением индикаторной мощности к эффективной, колеблется,
в пределах
Пм = 0,83-н 0,96.
Гидравлический коэффициент (цг) полезного действия является
величиной переменной, зависящей от потерь в насосе.
Полный коэффициент полезного действия паровых прямодейству-
ющих насосов изменяется в пределах:
Ц = ЦоПгт]м = 0,6 ч-0,8.
В крупных насосах полный коэффициент полезного действия
достигает 0,9, в малых он снижается до 0,5.
• Средние и крупные прямодействующие насосы расходуют 25—
50 кг пара на 1 кет полезной мощности. Это соответствует коэффи-
циенту полезного действия насосной установки около 3%.
С 1/VII 1966 г. введен новый ГОСТ 11376—65 на поршневые
паровые насосы. Этот стандарт распространяется на поршневые
паровые насосы с подачей до 100 м3/ч и давлением нагнетания до
50 KzcjCM2. Насосы предназначены для перекачивания воды, нефте-
продуктов и других сходных по физико-химическим свойствам жидко-
стей с температурой до 120° С и кинематической вязкостью не выше
8 см2/сек.
Насосы изготовляются прямодействующими, двухцилиндровыми,
с гидравлическими и паровыми цилиндрами двойного действия.
121
Насосы подачей от 2,5 до 6 Л13/ч делаются горизонтальными
(ПДГ), а подачей от 10 до 100 Л13/ч — вертикальными (ПДВ).
В обозначение насоса входят: буквенное обозначение ПД — наи-
менования насоса (поршневой паровой двухцилиндровый), Г и В —
исполнение насоса (горизонтальный или вертикальный) и дробь, чис-
литель которой указывает значения подачи в м3/ч, знаменатель —
давление нагнетания в кгс/см2.
Например, поршневой паровой вертикальный насос подачей
100 м3/ч и давлением нагнетания 20 кгс/см3 обозначается насос
ПДВ 100/20 ГОСТ 11376-65.
Подача насосов регулируется от 100 до 25% номинальной вели-
чины изменением числа двойных ходов при дросселировании пара
на входе в насос.
Работа насосов осуществляется как на перегретом паре темпера-
турой до 350° С, так и на насыщенном.
Число двойных ходов в минуту находится в пределах от 120
для малых насосов до 40 для насосов с большой подачей.
Расход пара при работе насоса ПДГ 2/20 составляет 200 ка/ч,
а насоса ПВД 60/20 — 2000 кг/ч.
§ 21. Эксплуатация поршневых насосов
Эксплуатация насосных установок охватывает следующие опера-
ции: подготовку к пуску и остановку насосов, уход за работающими
машинами, определение неполадок и способы их устранения.
Для наблюдения за работой насосов на всасывающей стороне
насоса устанавливается вакуумметр, а на нагнетательной — мано-
метр. .
Насосы допускаются в эксплуатацию после тщательной их про-
верки. Перед пуском насоса в работу каждый вновь устанавливае-
мый или пускаемый после длительной остановки насос подвергается
внимательному внутреннему и наружному осмотру.
При наружном осмотре проверяется состояние трубопроводов
и их соединений, крепление всех фланцевых соединений гидравли-
ческой части насоса, затяжка фундаментных болтов.
Для внутреннего осмотра снимаются соответствующие крышки
и проверяется исправность сальников, плунжеров и штоков. Про-
веряется затяжка пальцев крейцкопфов, шатунных болтов, шпилек
коренных подшипников и болтов.
Проверяется состояние клапанов. Необходимо также удостове-
риться в отсутствии в цилиндрах посторонних предметов.
Для обеспечения бесперебойной работы насос должен находиться
под постоянным наблюдением при квалифицированном обслу-
живании.
В зависимости от условий эксплуатации, характера нагрузки,
чйстоты перекачиваемой жидкости и качества смазки устанавлива-
ются сроки текущих и капитальных ремонтов насоса.
Эксплуатация поршневых насосов и уход за ними определяются
конкретными инструкциями, составленными с учетом особенностей
122
оборудования, его назначения и местных условий. Инструкции по
эксплуатации поршневых насосов включают в себя правила обслу-
живания (пуск, наблюдение во времени и остановка) и ремонта.
§ 22, Пуск насоса. Регулирование подачи
Перед пуском насоса производится тщательный осмотр его.
Необходимо убедиться в отсутствии посторонних предметов вокруг
него. Проверяется состояние фланцевых соединений, затяжка саль-
ников. ' '
Необходимо также проверить:
1) наличие масла в масленках, подшипниках и редукторе;
2) поступление воды на охлаждение сальников;
3) наличие, исправность и подключение контрольно-измери-
• тельных приборов; , ,
4) наличие и исправность ограждений.
Перед пуском насоса воздушный колпак на всасывающем трубо-
проводе заполняют до определенного уровня перекачиваемой жид-
костью. Задвижку на всасывающем трубопроводе открывают.
При подготовке к пуску электродвигателя проверяется заземле-
ние его и пускателя, а также наличие смазки в подшипниках.
Подготовка к пуску прямодействующих паровых насосов заклю-
чается в следующем. Насос осматривается для обнаружения неисправ-
ностей. Проверяется закрепление деталей, затяжка сальников, рабо-
чее состояние смазывающих приспособлений.
Масленки паровой части насоса заполняются маслом, а шарнир-
ные соединения и сальники штоков смазываются при помощи руч-
ной масленки.
После этих операций открываются продувочные краны на паро-
вых цилиндрах насоса. Открываются задвижки на всасывающем
и нагнетательном трубопроводах.
Затем гидравлические и паровые поршни насоса вручную или
при помощи специального приспособления перемещают на один
полный рабочий ход.
При большой высоте всасывания клапанная коробка и гидравли-
ческие цилиндры насоса заливают перекачиваемой жидкостью.
На этом заканчивается подготовка к пуску.
Пуск прямодействующего парового насоса осуществляется сле-
дующим образом.
t Открывают масленки и постепенно открывают вентиль на паро-
впускной трубе.
Регулированием паровпускного вентиля доводят число ходов
насоса до заданного.
Продувочные краны закрывают, когда через них закончится
выбрасывание конденсата.
В процессе работы парового насоса пополняют смазку в маслен-
ках и периодически смазывают трущиеся детали с помощью ручной
масленки.
123
Проверяют температуру сальников. При чрезмерном нагреве
натяжение втулки сальника несколько ослабляют. В случаях
утечек втулку грундбуксы сальника равномерно поджимают.
Регулирование производительности прямодействующего насоса
осуществляется вентилем, путем изменения подачи пара в паровые
цилиндры.
Исправный насос работает равномерно без стука. При появле-
нии ненормальных стуков насос останавливают и выясняют причину
неисправности.
Для остановки парового насоса закрывают вентиль на паро-
впускной трубе, масленки и задвижки на нагнетательном трубо-
проводе. Открывают продувочные краны паровых цилиндров.
Пуск приводного насоса с обводной линией осуществляется
при закрытой задвижке на нагнетательном трубопроводе. Задвижка
на обводной линии, соединяющей нагнетательный трубопровод
с всасывающим, должна быть открыта.
Нажатием кнопки «пуск» включают электродвигатель в ра-
боту.
При холостом ходе насоса проверяется работа редуктора, колен-
чатого вала, подшипников, цилиндров, поступление смазки к тру-
щимся частям, состояние и работа клапанов и сальников.
Частичным прикрытием задвижки на обводной линии создают
рабочее давление насоса и.проверяют работу насосной установки
под давлением.
Убедившись в нормальной работе двигателя и насоса, постепенно
открывают задвижку на нагнетательном трубопроводе, а задвижку
на обводной линии одновременно закрывают.
При отсутствии в насосе обводной линии, пуск его осущест-
вляется только при открытой задвижке на нагнетательном трубо-
проводе.
В процессе работы насоса осуществляется наблюдение за показа-
телями контрольно-измерительных приборов, за исправностью сма-
зочных устройств и расходом смазки.
Производятся наблюдения за количеством воздуха в колпаках
по показателям уровнемера. Принимаются меры по поддержанию
необходимого количества воздуха.
Остановка насоса при наличии обводной линии осуществляется
в следующем порядке:
1) открывают задвижку на обводной трубе;
2) закрывают задвижку на нагнетательном трубопроводе;
3) выключают электродвигатель.
Регулирование поДачи приводных насосов возможно путем изме-
нения передаточного числа редуктора или хода поршня.
В качестве временной меры регулирования подачи можно приме-
нить перепуск части жидкости из нагнетательного трубопровода
во всасывающий через обводную линию.
124
§ 23. Неполадки в работе поршневого насоса и их устранение
При эксплуатации поршневых насосов возможны нарушения
работы их в результате некоторых неполадок.
Одной из неисправностей является отсутствие подачи насоса
после его пуска. Причинами неисправности могут быть:
отсутствует разрежение вследствие неплотности фланцевых соеди-
нений всасывающего трубопровода;
неисправен приемный клапан;
закрыта задвижка на всасывающей трубе;
засорен фильтр, установленный на приеме насоса;
неплотно закрывается всасывающий клапан;
чрезмерно снизился уровень жидкости в приемном резервуаре.
При работе насоса количество подаваемой жидкости может
не соответствовать расчетной подаче насоса. Сокращение подачи
может быть в результате:
наличия неплотностей во всасывающей трубе и сальниках, через
которые в насос проникает воздух;
неплотностей всасывающих или напорных клапанов;
чрезмерного увеличения вязкости перекачиваемой жидкости;
увеличения сопротивления фильтра на приеме насоса;
увеличения утечки жидкости через сальники плунжеров.
Работа насоса может сопровождаться чрезмерным нагревом
подшипников и сальников насоса. Причинами нагрева могут быть:
плохая подача смазки к подшипникам;
значительная загрязненность масла;
плохое прилегание шейки вала к вкладышам;
чрезмерная затяжка сальников.
Некоторые-неисправности вызывают резкий стук в насосе. К ним
относятся следующие: <
отсутствие воздуха в воздушных колпаках;
поломка или ослабление пружин клапанов;
чрезмерно большое число ходов насоса;
ослабление крепления поршня на штоке;
увеличение зазора между пальцем крейцкопфа и вкладышем
шатуна;
износ вкладышей коренных подшипников.
Поломка поршневых колец вызывает скрежет в цилиндре и па-
дение давления на нагнетании насоса.
. Некоторые неисправности поршневых насосов могут быть вы-
явлены при рассмотрении индикаторных диаграмм (рис. 48).
Из диаграммы 1 следует, что насос работает с большим запазды-
ванием закрытия всасывающего клапана (линия АА). На некоторой
части хода поршня клапан пропускает жидкость из цилиндра во вса-
сывающий трубопровод.
Диаграмма 2 характеризует колебания давления на всасывании
насоса (линия ББ). Причиной такого колебания является малый
объем всасывающего воздушного колпака.
125
Рис. 48. Индикаторные диаграммы поршне-
вых насосов.при их неисправностях.
На диаграмме 3 линия ВВ показывает равномерное сжатие среды
в рабочем цилиндре насоса. Такой характер диаграммы связан
с наличием воздуха в поступающей жидкости.
Линии .ГГ и ДД на диаграмме 4 свидетельствуют о наличии воз-
духа в цилиндре. При ходе нагнетания воздух сжимается, а при
ходе всасывания расширяется.
Диаграмма 5 характерна для случаев, когда наблюдается запаз-
дывание закрытия нагнетательного . клапана. При всасывающем
ходе поршня на участке е
всасывания жидкости не про-
исходит.
В паровых прямодейству-
ющих насосах возможны до-
полнительно характерные для
них неполадки:
насос не работает при
открытом паровпускном вен-
тиле. В этом случае воз-
можны неполадки в самом
вентиле или чрезмерная за-
тяжка сальника штока;
при остановке насоса воз-
можно такое положение,
когда оба золотника находятся в среднем положении и все па-
ровпускные каналы перекрыты. Для Пуска насоса необходимо
один цилиндр сдвинуть вручную так, чтобы золотник был выве-
ден из среднего положения.
Ненормальный стук в паровом насосе возможен при попадании
в паровые цилиндры воды.
§ 24. Правила техники безопасности
К обслуживанию насосных установок допускаются лица, изучи-
вшие устройство, работу, обслуживание насосов и знающие правила
техники безопасности.
В помещении насосной станции на видном месте вывешивается
подробная инструкция по обслуживанию оборудования, его пуску
и остановке в нормальных и аварийных условиях.
Около всех частей насосных установок, обслуживание которых
связано с опасностью для обслуживающего персонала, должны быть
сооружены площадки с лестницами, оборудованными поручнями
высотой 1 м и закрытыми сплошной сеткой.
Полы и лестницы должны содержаться в чистоте.
Все углубления и отверстия в полу насосной станции обязательно
ограждаются перилами высотой 1м.
Освещение насосной станции должно обеспечивать безопасное
обслуживание оборудования, а вентиляция — необходимую чистоту
воздуха.
126
Все вентили и задвижки на обвязке насосов должны иметь ясные
указатели направления открытия и закрытия и номера, соответству-
ющие технологической схеме.
Запрещается исправление и ремонт насосов на ходу, обжим
сальниковых втулок, подтягивание болтов и гаек на трубопроводах,
находящихся под давлением.
Смазка движущихся частей насоса на ходу допускается только .
при помощи специальных приспособлений, обеспечивающих полную
безопасность.
Все части насоса и трубопровода, нагревающиеся при работе,
должны быть изолированы.
В Случае аварии прямодействующего насоса необходимо прекра-
тить доступ пара перекрытием вентиля.
Около пусковой электроаппаратуры приводных насосов должен
находиться резиновый коврик, резиновые боты, резиновые пер-
чатки. - ч
Спецодежда обслуживающего персонала должна быть такой,
чтобы исключить возможность несчастных случаев в результате
захвата ее вращающими частями.
Г л а в а II
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
§ 1. Принцип действия и классификация центробежных насосов
Центробежные насосы получили большое распространение для
перекачки различных жидкостей во всех отраслях народного хозяй-
ства. Они имеют простую конструкцию и удобны в эксплуатации.
Центробежный насос (рис. 49) состоит из рабочего колеса с изо-
гнутыми лопатками и неподвижного корпуса спиральной формы.
Рабочее колесо насажено на вал, вращение которого осуществляется
непосредственно от электродвигателя.
В корпусе насоса имеются два патрубка для присоединения к вса-
сывающему и напорному трубопроводам. Отверстия в корпусе,
через которые проходит вал колеса, оборудованы сальниками для
создания необходимой герметичности.
Для предотвращения перетекания жидкости внутри насоса между
всасывающим патрубком и колесом устраивается лабиринтное уплот-
нение.
Центробежный насос может работать только в том случае, когда
его внутренняя полость заполнена перекачиваемой жидкостью.
Принцип действия центробежных насосов заключается в следу-
ющем. Вращение вала насоса приводит в движение рабочее колесо,
находящееся в корпусе насоса. Колесо при своем вращении
захватывает жидкость и благодаря развиваемой центробежной силе
127
выбрасывает эту жидкость через направляющую (спиральную)
камеру в нагнетательный трубопровод.
Уходящая жидкость освобождает занимаемое ею пространство
в каналах на внутренней окружности рабочего колеса. Давление
в этой области понижается, и туда устремляется жидкость из всасы-
вающего трубопровода под действием разности давлений.
Разность давлений в резервуаре и на всасывании насоса должна
быть достаточной, чтобы преодолеть давление столба жидкости,
Рис. 49. Схема центробежного насоса.
1 — рабочее колесо; 2 — нагнетательный
трубопровод; 3 — спиральный корпус; 4 —
лопатки; 5 — всасывающий трубопровод; 6—
резервуар; 7 — клапан с сеткой
гидравлические и инерционные
сопротивления во всасывающем
трубопроводе.
Основным элементом цен-
тробежного насоса является
рабочее колесо, которое пред-
ставляет собой отливку из двух
дисков, между которыми рас-
полагается от 4 до 12 рабочих
лопаток. Иногда рабочие коле-
са выполняют открытыми без
переднего диска. Рабочее коле-
со может быть также сварным,
штампованным и фрезерован-
ным.
Спиральная камера служит
для приема и направления жид-
кости, а также преобразования
кинетической энергии жидко-
сти (скорости), приобретенной
от вращающегося рабочего ко-
леса, в потенциальную энергию
(давление).
В корпусе насоса предусматриваются опоры для подшипников,
в которых вращается вал.
Центробежные насосы классифицируются следующим образом.
1. По числу рабочих колес:
одноступенчатые (с одним рабочим колесом);
многоступенчатые (с несколькими рабочими колесами).
В многоступенчатых насосах жидкость подается через всасыва-
ющий патрубок к центру первого колеса, а с периферии этого колеса
к центру следующего колеса и т. д. Таким образом давление
жидкости последовательно повышается на каждом рабочем
колесе.
Число колес в многоступенчатых насосах может доходить до
10—16.
2. По развиваемому напору:
низконапорные (до 50—60 л);
средненапорные (до 150—200 л);
высоконапорные (более 200 л).
128
3. По способу подвода жидкости к рабочему колесу:
с односторонним подводом (всасыванием);
с двусторонним подводом.
4. По расположению вала насоса:
горизонтальные;
вертикальные.
5. По способу разъема корпуса:
с горизонтальным разъемом;
с вертикальным разъемом.
6. По способу отвода жидкости из рабочего колеса в камеру:
спиральные;
секционные.
7. По способу соединения с двигателем:
соединяемые с двигателем через ускоритель;
соединяемые с двигателем напрямую через упругую муфту.
8. По назначению:
для перекачивания нефти, холодных и горячих нефтепродуктов,
сжиженных газов, масел, органических растворителей и др.;
для перекачивания химически активных и нейтральных жидкостей;
для транспортировки по магистральным трубопроводам нефти и
нефтепродуктов, для перекачки воды.
Наиболее распространены центробежные насосы с горизонталь-
ным расположением вала. Насосы с вертикальным валом применя-
ются для откачки жидкости из глубинных колодцев и скважин,
а также в химической ^промышленности.
В спиральных насосах жидкость из рабочего колеса поступает
в спиральный корпус и затем в напорный трубопровод.
В секционных насосах из рабочего колеса жидкость отводится
через направляющий аппарат, который представляет собой неподвиж-
ное кольцо с лопатками.
§ 2. Центробежные насосы низкого, среднего и высокого давления
Низконапорные насосы развивают давление, равное
Р = Ilpg,
где Н — напор насоса в м;
р — плотность перекачиваемой жидкости в кг/м3;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2.
При перекачке воды (р = 1000 кг/м3) давление
р — 60-1000-9,81 = 600 ки/м2 ( с.
при р = 6,0 кгс/см2.
Средненапорные насосы развивают давление до
р = 200-1000.9,81 = 2000 ки/м2
при р = 20,0 кгс/см2.
9 Заказ 861 129
Высоконапорные
р > 20,0 кгс/см"1.
Низконапорные насосы применяются на заправочных станциях.
Насосы низконапорные и средненапорные применяются на нефте-
базах, нефтеперерабатывающих заводах.
Высоконапорные насосы (напор от 200 до 800 м) применяются
на нефтеперерабатывающих заводах и магистральных нефтепроводах
и продуктопроводах.
§ 3. Насосы с двусторонним входом жидкости
При работе насоса на рабочее колесо с односторонним всасыва-
нием действует осевое давление.
Для уравновешивания осевых усилий насосы оборудуются коле-
сами с двусторонним входом жидкости. Давление с обеих сторон
колеса в таких насосах одинаково.
Для перекачки воды и других чистых жидкостей выпускаются
центробежные насосы типа Д. Насосы — одноступенчатые с гори-
зонтальным разъемом корпуса и рабочим колесом двустороннего
входа. Подача этих насосов составляет от 160 до 12 000 мъ[ч, со-
здаваемый напор от 7 до 100 м.
Насосы центробежные двусторонние выпускаются по ГОСТ
10272—62, который введен в действие с 1965 г.
Насосы типа Д выпускаются следующих марок: 1ОД45, 10Д-9,
12Д-6, 32Д-19 и др. Первые цифры, составляющие марку насоса,
означают диаметр входного патрубка в миллиметрах, уменьшенный
в 25 раз, например, насос 32Д-19 имеет диаметр входного патрубка
800 мм.
Буква Д означает двусторонний вход жидкости в рабочее колесо
насоса.
Число, стоящее в конце марки насоса, выражает коэффициент
быстроходности, уменьшенный в 10 раз и округленный.
Всасывающий и напорный патрубки насоса типа Д расположены
горизонтально в нижней части корпуса и направлены в противо-
положные стороны под углом 90° к оси насоса.
На рис. 50 представлен насос с двусторонним входом
жидкости.
§ 4. Насосы с направляющими аппаратами
В некоторых конструкциях одноступенчатых насосов как с одно-
сторонним, так и двусторонним входом жидкости в рабочее колесо
для плавного перехода жидкости из колеса в спиральную камеру
установлен направляющий аппарат, который охватывает рабочее
колесо.
В направляющем аппарате кинетическая энергия жидкости
частично преобразуется в потенциальную.
130
Рйс. 50. Продольный разрез центробежного насрса с двусторонним входом жидкости.
1 — радиальный подшипник; 2 — верхняя часть корпуса; 3 — фонарное кольцо; 4 — защитная сменная гильза; 5 — рабочее
колесо; 6 — вал; ; 1 — радиально-упорный подшипник; 8 — нажимная втулка; 9 — нижняя часть корпуса
В многоступенчатых насосах секционного типа жидкость из рабо-
чего колеса поступает в направляющий аппарат, а затем либо
в спиральный канал корпуса (в одноступенчатых насосах) и нагне-
тательный трубопровод, либо по переточному каналу в колесо
следующей ступени (рис. 51).
Рис. 51. Многоступенчатый насос с направляющими аппа-
ратами.
1 — направляющий - аппарат; 2 — переточный канал; з — рабочее
колесо
§ 5. Многоступенчатые центробежные насосы
Многоступенчатые (многоколесные) насосы состоят из нескольких
рабочих колес, вращающихся на одном валу в общем корпусе. С уве-
личением числа ступеней растет развиваемый напор насоса.
В многоступенчатых насосах жидкость через всасывающий патру-
бок подводится к центру первого колеса. От периферии этого колеса
жидкость подается к центру следующего колеса. После того как
жидкость пройдет через все рабочие колеса, она попадает в нагне-
тательный патрубок насоса.
С 1971 г. действует ГОСТ 10407—70 на центробежные много-
ступенчатые секционные насосы, предназначенные для перекачки
чистой неагрессивной воды с содержанием механических примесей
не более 0,10% вес. и размером твердых частиц не более 0,1 мм.
Подача насосов от 6 до 1000 м^/ч, развиваемый напор — от 40
до 2000 м. Насосы могут также перекачивать и другие жидкости,
сходные с водой по вязкости и химической активности.
Условное обозначение этих насосов — ЦНС (Ц — центробежный,
Н — насос, С — секционный), например ЦНС 180-680 — центро-
бежный секционный насос подачей 180 м^/ч, напором 680 м.
На рис. 52 приведен разрез четырехступенчатого нефтяного
насоса 5Н-5 X 4 (старое обозначение). Рабочие колеса насоса рас-
положены попарно симметрично, что уравновешивает осевые усилия.
Жидкость к колесам подводится с противоположных сторон через
переходный канал, который фланцами крепится к корпусу насоса.
132
Рис. 52. Четырехступенчатый насос 5Н-5 X 4.
1 — полумуфта сцепления; 2, 10 — подшипники скольжения; з — нажимная втулка; 4 — фонарное кольцо; 5 — верхняя часть корпуса;
6 — переходный канал; 1 — вал; 8 — диафрагма; 9, 14 — защитные гильзы; 11 — радиально-упорный подшипник; 12 — нижняя часть кор-
пуса; 13 — рабочее колесо
§ 6. Понятие об осевых (пропеллерных) насосах
Осевыми или пропеллерными называются насосы, имеющие
рабочие колеса, жидкость в которых движется вдоль оси.
Осевые насосы, как и центробежные, работают за счет силового
взаимодействия рабочих лопастей с потоком жидкости.
Осевой насос (рис. 53) состоит из цилиндрического корпуса
с коленом, рабочего колеса,
аппарата, подшипников и
Рис. 53. Осевой одноступенчатый
насос.
Л — трубка для подвода жидкости на
смазку подшипника; 2 — жесткая со-
единительная муфта; 3 — сальник;
Л, 9 — подшипники скольжения; 5 —
защитная трубчатая втулка; 6 —
колено; 7 — вал; 8 — направляющий
аппарат; 10 — обтекатель; 11 — втул-
ка рабочего колеса; 12 — лопасти
насаженного на вал, направляющего
сальника.
Рабочее колесо имеет лопасти,
закрепленные на втулке. Оно вы-:
полнено в виде пропеллера, и по-
этому осевые насосы называются
пропеллерными.
Направляющий (или выправля-
ющий) аппарат предназначен для
выправления струй перекачиваемой
жидкости и состоит из неподвижных
лопаток, установленных после ра-
бочего колеса насоса. Выправление
струй необходимо для исключения
вращения жидкости в насосе.
Возникающие при работе насоса
осевые усилия восцринимаются спе-
циальной пятой. Вал насоса вра-
щается в двух подшипниках.
Крупные осевые насосы имеют
устройства для поворота лопастей
на определенный угол, что позво-
ляет регулировать подачу при со-
хранении высоких значений коэф-
фициентов полезного действия.
Осевые насосы по сравнению
с центробежными отличаются про-
стотой устройства и компактностью
конструкции, имеют меньший вес
и габаритные размеры, что особенно
важно при больших подачах.
Осевые насосы различаются по
ряду признаков.
1. По числу рабочих колес:
одноколесные (одноступенчатые);
многоколесные (многоступенчатые).
2. По развиваемому напору:
низконапорные;
средненапорные (напор более 20 м).
3. По расположению вала на-
соса:
134
горизонтальные (выполняются по особому заказу);
вертикальные.
4. По Способу отвода воды:
с осевым ^отводом;
со спиральным отводом (встречается редко).
В отличие от центробежных насосов осевые имеют некоторые
особенности.
При уменьшении подачи осевого напора, в отличие от центро-
бежных, потребляемая мощность увеличивается. Наибольшая мощ-
ность достигается при нулевом расходе насоса. Мощность насоса
при наибольшем коэффициенте полезного действия в 1,5—2 раза
меньше, чем мощность при нулевом расходе.
Напор, развиваемый осевым насосом при закрытой задвижке
(подача равна нулю), в 1,5—2 раза больше, чем напор при наиболь-
шем коэффициенте полезного действия насоса.
Учитывая эти особенности осевых насосов, пуск их осущест-
вляется при открытой напорной задвижке.
Область оптимальных условий работы осевых насосов весьма
мала. При отклонении подачи насоса в сторону больших или мень-
ших значений от оптимальных резко снижается коэффициент их
полезного действия.
Осевые насосы находят широкое применение в системах промыш-
ленного и коммунального водоснабжения, при водоснабжении
тепловых электростанций, а также в крупных оросительных
системах.
Основные параметры осевых насосов устанавливает ГОСТ
9366—60, который распространяется на одноступенчатые осевые
насосы для перекачивания чистой воды с подачей от 750
до 66 000 .w3/4 и напорами от 1,3 до 23 м. , . , г
Исполнение насосов: О — с жестко закрепленными лопастями
колеса; ОП — с поворотными лопастями колёса.
Осевые насосы типов О и ОП изготовляются с вертикально рас-
положенным валом. Максимальная мощность (в рабочей области
характеристики), потребляемая осевым насосом, составляет
3000 кет. Осевые насосы работают с подпором, который для различ-
ных насосов должен быть не менее 1—2 м. Коэффициент полезного
действия осевых одноступенчатых насосов находится в пределах
80-86%.
В обозначение насоса входит: буквенное обозначение типа, цифра
при обозначении типа (номер модели колеса), цифры после обозна-
чения номера колеса (диаметр колеса в сантиметрах).
Например, осевой насос с поворотными лопастями колеса мо-
дели 2 с диаметром колеса НО см обозначается: насос ОП2-ИО
ГОСТ 9366—60; осевой насос с жестко закрепленными лопастями
колеса модели 6 с диаметром колеса 70 см обозначается: насос 06-70
ГОСТ 9366—60.
135
§ 7. Движение жидкости в рабочем колесе
В центробежном насосе жидкость поступает к оси рабочего колеса
и под действием центробежных сил, возникающих при вращении
. жидкости лопатками рабочего колеса, перемещается к периферии.
Если жидкость забирается насосом из открытого резервуара,
то всасывание жидкости центробежным насосом происходит под
действием перепеда давления, равного разности атмосферного давле-
ния и давления на входе в рабочее колесо.
Перепад давления расходуется на преодоление давления столба
жидкости, инерционных сил и всех гидравлических сопротивлений
на всасывающей линии.
Для нормальной работы насоса необходимо, чтобы давление
на входе в рабочее колесо было больше упругости паров перекачи-
ваемой жидкости.
При движении жидкости в насосе различают абсолютную и отно-
сительную скорости. Относительная скорость потока — скорость
относительно рабочего колеса. Абсолютная скорость потока — это
скорость относительно корпуса насоса.
Абсолютная скорость равна геометрической сумме относительной
скорости жидкости и окружной скорости рабочего колеса. Окружная
скорость жидкости, выходящей между лопатками рабочего колеса,
совпадает с окружной скоростью колеса в данной точке.
Окружная скорость жидкости их (в м/сек) на входе соответствует
скорости вращения точки на внутренней окружности рабочего
колеса: , . - 4
м1^-бб
окружная скорость жидкости на выходе из рабочего колеса м2 в м/сек
iiDtfi D2
U* 60 ® 2 ’
где п — число оборотов колеса в мин-,
Dr и D2 — внутренний и внешний диаметры рабочего колеса в м;
® — угловая скорость рабочего колеса в 1/сек.
Для упрощения расчетов всех частиц жидкости в рассматрива-
емом сечении канала скорость принимается одинаковой. В действи-
тельности при перекачке реальных жидкостей постоянство скоростей
в сечениях каналов не имеет места.
При вращении рабочего колеса насоса частицы жидкости дви-
жутся вдоль лопаток. Вращаясь вместе с рабочим колесом, они при-
обретают окружную скорость, а перемещаясь вдоль лопаток,
приобретают относительную скорость.
Из всасывающего трубопровода жидкость подводится к рабочему
колесу в осевом направлении (рис. 54, а) с абсолютной линейной
скоростью с0. При входе в рабочее колесо жидкость меняет напра-
вление движения на радиальное с абсолютной скоростью сх.
136
По мере движения жидкости по каналам между лопатками абсо-
лютная скорость непрерывно увеличивается до скорости с2 на вы-
ходе из рабочего колеса (рис. 54, б).
В процессе поворота лопатки рабочего колеса частица жидкости,
перемещаясь вдоль лопатки и вращаясь вместе с ней, описывает
некоторую абсолютную траекторию, так что на выходе из колеса
направление абсолютной скорости ее с2 касательно к абсолютной
траектории.
Рис. 54. Распределение скоростей жидкости в рабочем
колесе центробежного насоса. .
а — вертикальный разрез рабочего колеса; б — разрез по лопаткам;
в — параллелограммы скоростей
Частицы жидкости движутся вдоль лопаток с относительной
скоростью wx на входе в рабочее колесо и w2 на выходе из него.
Относительные скорости направлены по касательной к лопаткам
рабочего колеса. Связь между скоростями частиц жидкости выра-
жается параллелограммом скоростей (рис. 54, в).
§ 8. Основное уравнение центробежного насоса
Из параллелограммов скоростей (рис. 54, в) на основании теоремы
косинусов для условий на входе в рабочее колесо и выходе из него
можно записать:
w* = -j- uf — ^uicosaj, (154)
гр| = — 2c2u2 cosa2,
(155)
137
cp = c2sina2) (156)
cr = c2 cos a.2 = u2 — cp ctgp2, (157)
где cp — нормальная составляющая абсолютной скорости жидкости
на выходе (радиальная скорость);
сг — касательная составляющая абсолютной скорости жидкости
на выходе.
Приращение удельной кинетической и потенциальной энергии
жидкости на пути от входа до выхода из рабочего колеса
/ ЛМт+4М4+4)
или
(158)
Рассмотрим движение жидкости по каналам рабочего колеса.
При вращении рабочего колеса двигателем насосной установки
жидкости сообщается некоторая энергия. С учетом приобретенной
энергии можно записать:
^- + 4 + ДА = ^ + 4, (159)
г " Р
где АА — приращение энергии жидкости.
Центробежная сила, действующая на жидкость в каналах рабо-
чего колеса, совершает работу, которая численно равна энер-
гии АА.
При перемещении жидкости на расстояние Т?2 — 7?х жидкости
сообщается энергия
л л- f
vjifi R± и R2 — внутренний и внешний радиус рабочего колеса;
со — угловая скорость вращения колеса.
Учитывая соотношения:
co7?1 = w1; co/?2 = w2,
получим
„2
Подставляя значение А/1 в формулу (159), получим:
Рх . —Ц1 = Р2 1 ц>а
р Т 2 2 р ‘ 2 ‘
Последнее соотношение перепишем в виде
Pa—Pi _ —Ц>а 1 »а~“1
р 2 2
138
• •
Из последнего соотношения получим выражение приращения
энергии из условия (158):
-,,2 »,2 „2 ^,2
дя=.и» и* +Jk_^4- . (160)
Zu A
Формула (160) выражает полное приращение удельной энергии
жидкости в рабочем колесе насоса.
В выражении (160) первое слагаемое характеризует влияние
центробежных сил, второе — кинетической энергии и третье —
относительной скорости течения жидкости через рабочее колесо.
Полный теоретический напор, развиваемый рабочим колесом
насоса, определим из соотношения:
'.2 2
я (161)
т pg 1 2g
Первое слагаемое в формуле (161):
Р2—Р1 __ и>1 — »2—Ц1
pg 2g ' 2g
Сопоставляя выражения (154), (155) и (161), получим
тт ^2^2 COS 0&2 — Ui<?i COS Otj
По формуле (162) определяется теоретическое значение напора
без учета гидравлических сопротивлений, возникающих в насосе.
Не учитывается в этой формуле также и действительное распре-
деление скоростей жидкости в каналах рабочего колеса.
Действительный напор, развиваемый насосом, будет меньше '
теоретического. Потери напора на преодоление гидравлических
сопротивлений внутри насоса могут быть учтены гидравлическим
коэффициентом полезного действия т]г. Реальное распределение
скоростей в каналах рабочего колеса можно учесть введением в фор-
мулу поправочного коэффициента к (к < 1).
Действительный напор, развиваемый насосом,
Ц___ yj Ц2С2 COS О&2 ulcl COS 0^1 (163)
Гидравлический коэффициент полезного действия центробежного
насоса зависит от конструкции насоса, точности обработки поточной
части, размеров насоса и изменяется в пределах
Пг = 0,85 ч-0,95.
Поправочный коэффициент может приниматься равным
к = 0,6 ~ 0,9.
В центробежных насосах жидкость обычно поступает на вну-
треннюю окружность под прямым углом (а = 90°). В этом случае
139
получается наибольший напор, создаваемый насосом. Кривизну
лопаток в рабочих колесах принимают такой, чтобы cosa1 = 0.
При aj = 90° напор насоса составит
/ . (164)
Угол аа принимают из условий получения наивыгоднейшего
к. п. д. насоса. Обычно этот угол составляет 8—15°, достигая в не-
которых случаях значений а2 = 20°.
В формулы (161)—(164) не входит плотность жидкости. Из этого
следует, что напор, развиваемый насосом, не зависит от рода пере-
качиваемой жидкости.
Из выражения (164) можно видеть, что напор выражается
в метрах:
гГГ, ле •’и сек%
[Н I =-------------=
*• 4 сек сек м
Давление, которое развивает насос, определим из выра-
жения (164):
р=Яр^='ПЛр«2с2сойа2. (165)
Размерными величинами в этой формуле являются плотность
и скорости. Поэтому если плотность измеряется в килограммах
на кубический метр (кг/ж3), а скорость в метрах в секунду (м/сек),
то единицей измерения давления будет ньютон на квадрат-
ный метр:
. кг м м н
' ма сек сек ле2
Из формулы (165) следует, что давление, развиваемое насосом,
будет зависеть от пдотности перекачиваемой жидкости.
§ 9. Форма лопаток рабочего колеса и ее влияние на работу насоса
Фо,рма лопаток оказывает влияние на гидравлический коэффи-
циент полезного действия насоса и его теоретический напор.
В центробежных насосах различаются три формы лопаток
(рис. 55):
1) загнутые назад;
2) заканчивающиеся радиально;
3) загнутые вперед. '
Каждая форма лопаток имеет соответствующий параллелограмм
скоростей на выходе. Из рис. 55 видно, что при одинаковых числах
оборотов и размерах колес лопатки, загнутые назад, сообщают
жидкости сравнительно небольшую абсолютную скорость с2, а за-
гнутые вперед — большую скорость с2.
При больших выходных скоростях жидкости увеличиваются
гидравлические потери в насосе. В связи с этим насосы, имеющие
колеса с загнутыми вперед лопатками, обладают более низким коэф-
фициентом полезного действия, чем при загнутых лопатках назад.
140
от температуры жидкости, увеличиваясь с ее повышением. Давление
насыщенных паров воды при различных температурах приведено
в табл. 5.
В табл. 6 приведены характерные значения давления насыщен-
ных паров нефти и бензина.
Как следует из табл. 5 и 6, при перекачке горячих жидкостей
вакуум недопустим. Насос в этом случае должен работать с подпором
на входе.
§ 11. Явление кавитации, ее последствия и способы устранения
Явление кавитации, описанное в главе «Поршневые насосы»,
может возникнуть также при работе центробежных насосов. При
кавитации в насосах появляются шум и вибрации..Кавитация сопро-
вождается уменьшением коэффициента полезного действия насоса
и разрушением поверхности лопаток рабочих колес. Напор и подача
насоса также снижаются. Работа насоса в условиях кавитации
недопустима.
Основной причиной появления кавитации является падение
давления во всасывающем трубопроводе от гидравлических сопро-
тивлений. Поэтому для предотвращения кавитации фактическая
высота всасывания не должна превышать допускаемой высоты,
установленной заводом-изготовителем для заданной температуры
перекачиваемой жидкости.
Центробежные насосы магистральных трубопроводов работают
при больших скоростях входа жидкости в насос, в результате чего
возможен срыв работы насоса. Для создания нормальных условий
работы все нефтяные центробежные насосы работают с необходимым
кавитационным запасом, т. е. на всасывании насоса создается допол-
нительное давление (подпор) сверх упругости паров перекачиваемой
жидкости вспомогательным насосом (подпорным).
§ 12. Осевое давление в центробежном насосе и его
уравновешивание
В центробежных насосах с рабочими колесами, имеющими одно-
сторонний вход жидкости, возникают осевые усилия. Они направлены
по оси вала в сторону входного патрубка. Осевое усилие появляется
в результате неодинаковой нагрузки на обе стороны колеса. В по-
лости между корпусом и рабочим колесом насоса, заполненной пере-
качиваемой жидкостью, давление равно давлению на выходе из
рабочего колеса.
На входе рабочего колеса на площадь кольца с внешним диа-
метром Dx и внутренним d действует давление, равное давлению
всасывания.
Найдем суммарное усилие, которое направлено по оси вала
в сторону всасывающего патрубка насоса.
143
Сила давления, направленная вправо (рис. 56),
;V n(Dl-D%
Л1—Pt-----4------А------4----•
Сила давления, направленная влево,
J V 2 — № 4 >
где р% — давление на выходе, рабочего колеса;
Dt — диаметр внутренней окружности колеса;
Z>2 — диаметр внешней окружности колеса;
d — диаметр вала.
Осевое усилие N равно разности сил давления:
ДГ^-Л^СА-А)—^ d2)-- (168)
6
Рис. 56. Схема возникновения осе-
вого давления.
1 — вал; 2 — рабочее колесо; з и 4 —
аазоры между рабочим колесом и корпу-
сом насоса
Усилие N стремится сместить
рабочее колесо вместе с валом по
оси влево.
Под действием осевого усилия
рабочее колесо может сопри-
касаться с корпусом насоса и бу-
дет подвергаться истиранию. При
этом повышается потребляемая
мощность, понижается подача на-
соса, чрезмерно нагреваются под-
шипники.
Осевое давление может быть
уравновешено установкой упор-
ных подшипников или разгрузоч-
ных шайб (рис. 57, а). Разгру-
зочная шайба отжимается вправо
под действием перепада давления.
В процессе работы насоса перека-
чиваемая жидкость через зазор
попадает на разгрузочную шайбу. Из камеры жидкость заби-
рается во всасывающую сторону насоса. Перепад давления на диа-
фрагме зависит от величины зазора 5 между уравновешивающей диа-
фрагмой (шайбой) и корпусом насоса. Если ротор насоса под дей-
ствием осевой силы будет перемещаться влево, то это приведет
к повышению перепада давления на диафрагме, и силы давления,
действующие на рабочее колесо, уравновесятся силами, действу-
ющими на диафрагму. Ротор автоматически займет устойчивое
положение.
В многоколесных центробежных насосах с односторонним входом
жидкости в рабочее колесо осевое давление уравновешивается про-
тивоположным расположением рабочих колес (рис. 57, б). Остаточ-
ные усилия воспринимаются упорными подшипниками.
144
В ряде конструкций насосов осевые усилия уравновешиваются
установкой дополнительных уплотнительных колец (рис. 57, в).
Во втулке колеса просверливаются отверстия для выравнивания
давлений с обеих сторон колеса.
Рис. 57. Разгрузочные устройства насоса.
а — разгрузочная шайба: 1 — вал, 2 — рабочее
колесо, з — зазор, 4 — штуцер, 5 — зазор между
шайбой и корпусом, 6 — камера, 7 — разгрузоч-
ная шайба; б — рабочее колесо с дополнительны-
ми уплотнительными кольцами и отверстиями
для уравновешивания осевых усилий: 1 — рабо-
чее колесо; 2, 3 — зазоры между колесом и кор-
пусом, 4 — уплотнительное кольцо, 5 — отвер-
стия; в — противоположное расположение рабо-
чих колес: 1,2 — рабочие колеса
§ 13. Работа и мощность центробежного насоса
Работа насоса определяется количеством перекачиваемой жидко-
сти и развиваемым давлением.
Работа, совершаемая насосом в единицу времени, есть мощность.
Полезная мощность определяется по формуле
N = QHpg,
(169)
где Q — объемный расход жидкости;
Н — напор насоса;
р — плотность жидкости;
g —ускорение силы тяжести.
10 Заказ 861
145
Действительная мощность, подведенная к валу насоса:
jy QB pg
’i
(170)
где — полный коэффициент полезного действия насоса.
Коэффициентом полезного действия учитываются гидравлические
сопротивления и сопротивления трения элементов насоса, а также
утечки жидкости в насосе.
Если объемный расход жидкости выразить в кубических метрах
в секунду (л43/сек), напор — в метрах (м), плотность — в килограм-
мах на кубический метр (кг/м3), ускорение — в метрах на секунду
в квадрате (м/сек2), то мощность будет выражаться в ваттах (вт):
UV]
м3 кг м
-----M—z--------j-
сек ms сек*
дж
----— вт
сек
Пример. Определить действительную мощность насоса, если объемный расход
равен Q = 0,6 м3/сек, напор Н = 300 м, плотность перекачиваемой жидкости
р = 700 кг/м3, коэффициент полезного действия насоса т] = 0,80.
Решение (у d. '/ у ;; у-
„ 0,6 • 300 • 700 • 9,81 92—1
N =------л’ „я ---= 1 580 000 вт - '
0,80 j
или
N = 1580 кет.
Если насос работает в течение времени А1 с расходом Q, то работа
по перекачке жидкости составит
A=QHpg &t.
Для приведенного примера, если насос работает 10 ч, то работа
А = ДГ At = QHpg A.t= 1580 • 10 = 15,8 • 10s кет • ч.
Мощность электродвигателя для привода насоса принимается
> несколько большей, чем действительная мощность насоса:
N^kN, (171)
где к — коэффициент запаса 1).
Коэффициент запаса принимается в зависимости от потребляемой
насосом мощности:
До 20 кет ......................... 1,25
» 20—50 кет .........................1,20
» 50—300 » 1,15
Более 300 кет........................1,10
Электродвигатель выбирают по ГОСТ 12878—67 расчетной или
ближайшей большей мощности, имеющейся в стандарте.
14&
§ 14. Коэффициенты полезного действия
Полный коэффициент полезного действия центробежного насоса
равен произведению коэффициента подачи (ц0), гидравлического (цг)
й механического (т|м) к. п. д.
(172)
Рис. 58. Схема утечек
жидкости в насосе.
При работе насоса часть жидкости перетекает обратно во всасы-
вающую трубу через зазоры между колесом и всасывающим патруб-
ком (рис. 58). Направления утечек на рисунке показаны стрелками.
Объемный коэффициент полезного действия для современных
насосов составляет ц0 = 0,9 -е- 0,98.
Потери энергии в насосе в результате
гидравлических сопротивлений, ударов жид-
кости о колесо, изменения направления дви-
жения жидкости характеризуются гидра-
влическим коэффициентом полезного дей-
ствия.
Современные насосы имеют цг = 0,8 0,9.
Часть работы в насосе расходуется на пре-
одоление трения в подшипниках, сальни-
ках и т. д. Трение в насосе учитывается
механическим коэффициентом полезного дей-
ствия. Он обычно равен цм = 0,85 -? 0,95
§ 15. Коэффициент быстроходности
Понятие коэффициента быстроходности
используется для классификации центробеж-
ных насосов и сравнения различных их
типов.
Под коэффициентом быстроходности понимают число оборотов
такого насоса, который подобен данному насосу, создает при работе
на воде напор, равный одному метру (Н = 1 м), и развивает мощ-
ность N — 0,736 кет при наибольшем значении полного коэффи-
циента полезного действия насоса.
Если насос имеет рабочее колесо с диаметром входного отвер-
стия £>х, внешним диаметром D2 и шириной колеса на выходе Ъ2,
то подобный ему насос будет иметь следующие размеры: kDr, kD2
и kb2. Коэффициент к есть масштабный коэффициент.
Величина коэффициента быстроходности определяется по формуле
ns = 3,65-^X, (173)
s уНз
где Q — расход в мл]сек',
Н — напор в м;
п — скорость вращения в об/мин.
10* ' . 147
По величине коэффициента быстроходности насосы делятся на
следующие типы:
тихоходные, ns = 50 ч- 80;
нормальные, ns = 80 4- 150;
быстроходные, ns = 150 4- 300.
В табл. 7 приведены рабочие колеса, соответствующие различным
коэффициентам быстроходности.
Таблица 7
Показатели рабочих колес насосов различной быстроходности
Насосы
Показатели
тихоходные
(50<ns<80)
нормальные
(80<«s< 150)
быстроходные
(150<ns<300)
Эскиз сечения рабо-
чего колеса
—|—
—
Соотношения разме-
ров колеса
А,
7Г-=1,8 4-1,4
§ 16. Характеристики центробежных насосов
Характеристикой центробежного насоса называется аналити-
ческая или графическая зависимость между развиваемым напором
(Н) и подачей при постоянном числе оборотов.
Если радиальную скорость жидкости (ср) в рабочем колесе насоса
выразить через объемную секундную подачу Q:
то зависимость между теоретическим напором и подачей из фор-
мулы (б) будет выражена в виде:
(174)
где Ь2 — ширина лопаток на выходе рабочего колеса.
Теоретические характеристики центробежных насосов с радиаль-
ными, загнутыми вперед и отогнутыми назад лопатками рабочих
колес приведены на рис. 59.
Для радиальных лопаток (угол 0 = 90°) уравнение (174) харак-
теристики принимает вид:
148
Напор не зависит от подачи. На графике этому случаю соответ-
ствует горизонтальная прямая линия 1. Загнутые вперед лопатки
имеют угол Р > 90°. Учитывая знак котангенса в этой четверти
(ctg р2 < 0), характеристика центробежного насоса запишется в сле-
дующем виде:
<175>
Прямые линии в формуле (175) означают, что в нее следует под-
ставить абсолютную величину котангенса угла р2.
Из формулы (175) следует, что теоретический напор линейно
растет с увеличением подачи (кривая 2).
гнутых вперед лопатках; з — при загнутых назад лопатках;
t — характеристика с учетом конечного числа лопаток; 5 —
с учетом потерь на трение в насосы; 6 — с учетом потерь на удар
Загнутые назад лопатки имеют угол р <С 90°. Поэтому теорети-
ческая характеристика будет выражена формулой (174), из которой
следует, что напор уменьшается по закону прямой с ростом
подачи (линия 3).
Теоретические характеристики центробежного насоса соответ-
ствуют идеальной жидкости и рабочему колесу с бесконечным числом
лопаток.
Конечное число лопаток учитывается введением поправочного
коэффициента к < 1:
Пт1 = /сПт, (176)
где Hr t — теоретический напор насоса с конечным числом лопаток.
Графически теоретическая характеристика насоса с учетом конеч-
ного числа лопаток представится линией 4 (вместо линии 3).
При течении реальной жидкости в рабочих каналах насоса часть
энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений.
149
С учетом потерь на трение в насосе расчетная характеристика пред-
ставится линией 5.
Поступление жидкости на лопатки рабочего колеса сопрово-
ждается ударом, на что также расходуется энергия. С учетом потерь
энергии на удар характеристика центробежного насоса предста-
вляется линией 6.
Построить точную характеристику центробежного насоса путем
расчета невозможно, так как трудно учесть все действующие фак-
торы. Поэтому характеристики (Н — Q) строятся на основании
данных испытания насоса.
Изготовленный на заводё насос испытывается на специальном
стенде. Регулированием нагнетательной задвижки при полностью
Рис. 60. Характеристика центробеж-
открытой всасывающей задвижке
устанавливают различные значе-
ния расхода и соответствующие
давления при постоянном числе
оборотов.
Подача насоса определяется
с помощью мерного бака или рас-
ходомера.
Полный напор вычисляется по
данным показаний вакуумметра
ного насоса. и манометра.
Потребляемая насосом мощ-
ность N вычисляется по измеренной мощности электродвига-
теля No:
где цв — коэффициент полезного действия электродвигателя.
Коэффициент полезного действия насоса вычисляется по формуле
<‘77)
По данным испытания строятся графики зависимости напора»
мощности и коэффициента полезного действия от подачи насоса
(рис. 60).
На рис. 61 приведены характеристики рабочих режимов нефтя-
ных насосов. На графике приведены также кривые допустимого
кавитационного запаса (ДЛдоп).
Для- удобства подбора насосов и анализа их работы строится
универсальная характеристика центробежного насоса. Она пред-
ставляет собой семейство характеристик Н — Q, для различных
чисел оборотов. На графике наносятся также линии соответствующие
постоянным значениям коэффициента полезного действия насоса.
На рис. 62 приведена универсальная характеристика центро-
бежного насоса. Три характеристики построены для различных
чисел оборотов. Характеристики Q — Н насоса пересекают линии
постоянных значений коэффициентов полезного действия.
150
Графики позволяют определить число оборотов насоса при задан-
ных значениях напора (точка Ь2) и расхода (точка Ьх). На пересече-
ниях прямых, проведенных через зти точки, находится рабочая
точка насоса В. Ее положение относительно кривых Q—Н позволяет
W.
Рис. 61. Характеристики нефтяных центробежных насосов.
Если задана подача насоса (точка сх) и его число оборотов вра-
щения пс, то можно определить напор, создаваемый насосом. Для
этого необходимо через точку сх провести вертикальную линию
до пересечения с характеристикой Q — Н, соответствующей задан-
ному числу оборотов насоса. Точка пересечения зтих кривых С
определяет напор (точка с2), который будет создавать насос.
Нефтяные центробежные насосы с 1969 г. выпускаются
по ГОСТ 12878—67. Стандарт распространяется на центробежные
горизонтальные насосы, применяемые в технологических установках
для перекачивания нефти, нефтепродуктов, масел, сжиженных газов,
органических растворителей п других жидкостей.
151
Насосы изготовляются шести типов:
К — консольный с подшипниковым кронштейном;
М — моноблочный;
П — с плоским горизонтальным разъемом корпуса, спиральный;
ПС — то же, секционный;
Т — с торцовым фланцевым разъемом корпуса, спиральный;
ТС — то же, секционный.
Основные параметры центробежных нефтяных насосов при номи-
нальном диаметре рабочего колеса, скорости вращения ротора элек-
тродвигателя 2950 об/мин
и вязкости перекачиваемой
жидкости 0,01 см21сек приве-
дены в табл. 8.
Пример условного обо-
значения насоса нефтяного
(Н), с торцовым фланцевым
разъемом корпуса спираль-
ного (Т), с подачей 560/335
и напором 300 м, в исполне-
нии с ротором для номиналь-
ной подачи (1), с номиналь-
ным выходным диаметром
рабочего колеса (а), с дета-
лями проточной части из
углеродистой стали (С),
с одинарным торцовым уплот-
нением вала, с самостоя-
тельным контуром цирку-
ляции перекачиваемой жид-
кости и теплообменным
устройством вала насоса (ОТ):
Насос НТ 560/335-300-1аСОТ
ГОСТ 12878-67.
Рис. 62. Универсальная характеристика
центробежного насоса.
Из табл; 9 следует, что коэффициент полезного действия нефтя-
ных насосов находится в пределах от 50 до 80%. Приведенный ряд
нефтяных насосов применяется для перекачки жидкостей в интер-
вале температур от —80 до +400° С.
Ротор насоса может изготовляться в двух исполнениях: для номи-
нальной расчетной подачи и для уменьшенной расчетной подачи.
Рабочие колеса насосов выпускаются с номинальным диаметром (а)
и уменьшенным путем обточки. Предусмотрено три обточки
колеса (б, виг).
Все нефтяные центробежные насосы работают с необходимым
кавитационным запасом (подпором), который для различных насосов
составляет от 2,8 до 6,1 м.'
Нефтяные магистральные насосы выпускаются с 1967 г.
по ГОСТ 12124—66. Насосы предназначены для транспортировки
по магистральным трубопроводам нефти и нефтепродуктов
152
Таблица 8
Основные параметры центробежных нефтяных насосов по ГОСТ 12878—67
Обозначение насоса Обозначение исполне- ний ротора Подача, м‘/ч Напор, л1 Допустимый кавита- ционный запас д/1доп’м Коэффициент полезно- го действия, %, не ме- нее Число ступеней
НК 65/35-40 1 65 40 3,5 72
НМ 65/35-40 2 35 40 2,8 68
НК 65/35-70 1 65 70 5,5 65 1
НМ 65/35-70 2 35 70 2,8 57
НК 65/35-125 1 65 125 3,5 58
НМ 65/35-125 2 35 125 2,8 50
НК 65/35-240 1 65 240 3,5 55 9
2 35 240 2,8 47
НТС 65/35-500 1 65 500 3,5 63
НПС 65/35-500 2 35 500 2,8 55
НТС 120/65-750 1 120 750 4,4 65
НПС 120/65-750 2 65 750 3,5 58 8
НТС 200-700 НПС 200-700 1 200 700 5,4 72
НК 200/120-40 1 200 40 5,4 75
НМ 200/120-40 2 120 40 4,4 71
НК 200/120-70 1 200 70 5,4 76 1
НМ 200/120-70 2 120 70 4,4 72
НК 200/120-120 1 200 120 5,4 75
НМ 200/120-120 2 120 120 4,4 71
НК 200/120-210 1 200 210 5,4 76 2
2 120 210 4,4 72
НТ 200/120-370 1 200 370 5,4 75 4
НП 200/120-370 2 120 370 4,4 71
НК 560/335-70 1 560 70 6,1 80
НК 560/335-70 2 335 70 4,9 78
НК 560/335-120 1 560 120 6,1 80 1
НК 560/335-120- 2 335 120 4,9 78
НК 560/335-180 • 1 560 180 6,1 75
2 335 180 4,9 70
НТ 560/335-300 1 560 300 6,1 78 9
НП 560/335-300 2 335 300 4,9 76
НТ 560/335-500 1 560 500 6,1 78 23
НП 560/335-500 2 335 500 4,9 76 3
153
Таблица 9
Основные параметры длн расчетных режимов магистральных насосов
Обозначение насоса Подача, м’/ч Напор, м Допустимый кавита- ционный запас (сверх упругости насыщенных паров) Д%оп, м К. п. д„ %, не ниже
НМ 125-550 125 550 4 68
НМ 180-500 . 180 500 5 70
НМ 250-475 250 475 6 72
НМ 300-420 300 420 10 72
НМ 360-460 360 460 8 74
НМ 500-300 500 300 12 78
НМ 710-280 710 280 .14 83
НМ 1250-260 1 250 260 20 84
. НМ 1800-240 1 800 240 25 85
НМ 2200-230 2 200 230 28 86
НМ 2500-230 2 500 230 32 86
НМ 3000-220 3 000 220 36' 86
НМ 3600-230 3 600 230 40 87
НМ 5000-210 5 000 210 42 88
НМ 7000-210 7 000 210 52 89 .
НМ 10 000-210 10 000 210 65 89
Значения к. п. д. насосов приведены для жидкостей с кинемати-
более 0,01 см'г!сек.
Примечание,
ческой вязкостью не
с температурой до 80° С, кинематической вязкостью не более 3 см2/сек.
Механических примесей в жидкостях допускается до 0,05%.
Основные параметры магистральных насосов приведены в табл. 9.
Магистральные насосы (НМ) с подачей 1200 м3/ч и напором 260 м
обозначаются: Насос НМ 1200-260 ГОСТ 12124—66.
Магистральные насосы с подачей до 360 м3/ч рассчитаны на работу
двух насосов при последовательном соединении, а с подачей 500 м3/ч
и более могут включаться три насоса последовательно.
Все магистральные насосы горизонтальные спирального и сек-
ционного типа.
§ 17. Параллельная и последовательная' работа
центробежных насосов на трубопровод
Чтобы обеспечить необходимые подачу и напор насосной станции,
устанавливают несколько насосов. Для увеличения напора насосы
устанавливают последовательно, а для увеличения подачи — парал-
лельно. Схемы соединения насосов представлены на рис. 63. Один
из насосов, приведенных на схемах, является запасным.
Для анализа совместной работы насосов на трубопровод строят
их суммарную характеристику.
Построение суммарной характеристики параллельно работающих
насосов производится следующим образом. Проводятся прямые
154
параллельные оси расходов Q (рис. 64). Отрезки прямых, образован
ные пересечением с характеристиками насоса 1 и 2,1 складываются
Получаем точки а, о, сит. д.
Через эти точки проводится ли-
ния 4, которая является суммар-
ной характеристикой двух насосов.
Пересечение характеристики
трубопровода 3 с характеристикой
насоса 4 дает рабочую точку А
двух параллельно работающих
насосов. Расход первого насоса Qx
определяется точкой В, второго
Qi — точкой С. Точки Ь' и с'
определяют расходы (?' или Q.'
при работе только одного из на-
сосов (7 или 2).
Рис. 63. Схемы включения насосов.
а — параллельное включение; б — последо-
вательное включение. 1 — всасывающий
трубопровод; 2 — насосы; з — напорный
трубопровод; 4 — обратные клапаны
Рис. 64.Работа центробеж-
ных насосов при парал-
лельном (а) и последова-
тельном (б) соединениях.
1 — характеристика первого
касоса; 2 — характеристика
второго насоса; з — характери-
стика трубопровода; 4 — сум-
марная характеристика двух
насосов
155
При последовательном соединении насосов проводятся прямые
параллельные оси напоров. Напор первого насоса аЪ складывается
с напором второго насоса ас. Получаем первую точку d суммарной
характеристики двух последовательно работающих насосов. Таким
же образом получаются другие точки суммарной характеристики 4.
Пересечение характеристики насоса 3 и линии 4 дает рабочую точку А
насоса с напором Н1+2 и расходом Q.
Таким образом, при параллельном включении насосов склады-
ваются расходы при равных напорах; при последовательном вклю-
чении складываются напоры при равных расходах.
§ 18. Конструкции центробежных насосов. Детали насосов
Насосы, устанавливаемые на насосных станциях магистральных
трубопроводов, имеют корпус, состоящий из двух частей с разъемом
в горизонтальной плоскости. Обе части корпуса соединяются шпиль-
ками и колпачковыми гайками. Для уплотнения корпуса в плоскости
разъема помещается тонкая паронитовая прокладка.
В нижней части корпуса располагаются всасывающий и напорный
патрубки. Для крепления насоса к фундаментной раме служат
опорные стойки.
Горизонтальный разъем насоса обеспечивает удобство осмотра
и устранения неисправностей. Нижнее расположение патрубков
исключает разборку фланцевых соединений.
Чтобы поддерживать радиальные зазоры между вращающимися
и неподвижными деталями постоянными, в обеих половинах корпуса
и на рабочих колесах предусмотрены уплотнительные кольца, кото-
рые по мере изнашивания заменяются новыми.
Рабочая поверхность уплотняющих колец колес насоса, поверх-
ность защитных втулок и вала подвергаются термической обработке
токами высокой частоты для продления срока их службы.
Разгрузка ротора от радиальных усилий, которые возникают
от неравномерного распределения давлений в нагнетательных спи-
ралях, осуществляется при помощи двойной спирали или смещением
соседних спиралей на 180° относительно друг друга.
Разгрузка ротора от осевых усилий обеспечивается установкой
рабочих колес с двусторонним входом жидкости или таким попарным
расположением колес, при котором жидкость на пару колес подается
с двух сторон, что обеспечивает уравновешивание осевых сил каж-
дой пары колес.
На рис. 65 приведен магистральный нефтяной центробежный
насос НМ 3600-230 (24НД-14 X 1). Привод насоса осуществляется
от^взрывозащищенного асинхронного электродвигателя АРП-2500
с разомкнутым циклом вентиляции.
На насосных станциях магистральных трубопроводов последова-
тельно устанавливаются четыре насоса. Три насоса являются
рабочими, один — резервным.
156
Опорами ротора насоса служат подшипники скольжения с при-
нудительной смазкой от централизованного маслоснабжения. На-
правление вращения ротора правое (по часовой стрелке, если
смотреть со стороны электродвигателя).
Детали проточной части нефтяных насосов выполняются из серого
чугуна (СЧ 28-48), углеродистой стали (25л-11), хромистой стали
(2Х13Л) и хромоникельтитановой стали (Х18Н9ТЛ).
Уплотнение вала центробежных нефтяных насосов сальниковое
или торцовое (одинарное и двойное). Сальниковое уплотнение де-
лается с жидкостным охлаждением или с охлаждением с подачей
Рис. 65. Магистральный нефтяной центробежный
насос НМ 3600-230.
затворной жидкости. В торцовых уплотнениях предусматривается
проточная циркуляция перекачиваемой жидкости или самостоятель-
ный контур циркуляции перекачиваемой или затворной жидкости.
§ 19. Работа центробежных насосов при перекачке вязких,
горячих и агрессивных жидкостей
Вязкость жидкости оказывает влияние на зависимость напора
от расхода (характеристику) центробежных насосов.
С увеличением вязкости жидкости форма характеристик насоса
несколько меняется. При нулевой подаче напор насоса нормальной
конструкции для всех жидкостей остается одинаковым, так как
вязкость в этом случае не оказывает влияния.
157
Увеличение вязкости перекачиваемой жидкости при любом рас-
ходе приводит к снижению напора и коэффициента полезного дей-
ствия насоса. Потребляемая мощность при этом увеличивается.
Изменение характеристик насосов с увеличением вязкости вызвано
влиянием дисковых и гидравлических потерь.
Для перекачки горячих нефтепродуктов применяются специаль-
ные центробежные насосы. Конструкция насоса обеспечивает
свободное расширение корпуса и других деталей без нарушения их
взаимного соединения и центровки валов.
Особое внимание уделяется герметичности соединений корпуса
и уплотнений вала. Наличие неплотностей в насосе, перекачивающем
продукты с высокой температурой (до 400° С), может привести к по-
терям продукта и взрывам в насосных станциях.
На рис. 66 приведен нефтяной центробежный насос
НТ 560/335-300, предназначенный для перекачки нефтепродуктов
с температурой от 200 до 400° С. Насос может быть также исполь-
зован для перекачки сжиженных нефтяных газов.
Приведенный насос горизонтальный, однокорпусный, двухсту-
пенчатый, спирального типа. Основные параметры этого насоса
приведены в табл. 10. Вал насоса уплотняется мягкой сальниковой
набивкой.
Центробежные насосы для химических производств выпускаются
по ГОСТ 10168—68, который введен в действие в 1969 г. Подача
химических насосов составляет от 2 до 530 №/ч, напор —
до 180 м.
Детали проточной части химических насосов выполняются из хро-
мистой стали марок Х28, Х34, Х18Н9Т, хромоникельмолибденовой
стали Х18Н12МЗТ и др. Применяются также пластмассы, фарфор,
покрытия из резины, смолы, эмали, стекла. Уплотнение вала хими-
ческих насосов торцовое с резиновым уплотнительным кольцом,
а также торцовое уплотнение с сильфоном из пластмассы или
металла.
Химический насос ЗХ-9Т-2-51 — консольный, на отдельной гори-
зонтальной стойке, одноступенчатый с односторонним подводом
жидкости. Проточная часть насоса выполнена из титанового сплава.
Вал насоса стальной с кислотостойкой защитной втулкой из титана.
Подача насоса 8—16,5 л/сек, напор 35—26 м.
§ 20. Правила эксплуатации центробежных насосов
Центробежные насосы не способны засасывать жидкость во вса-
сывающий трубопровод из резервуара. Перед пуском насос и вса-
сывающий трубопровод необходимо заполнить жидкостью.
Если насос установлен ниже уровня жидкости в резервуаре,
то он может быть заполнен через открытую всасывающую за-
движку.
При установке насоса выше уровня жидкости в- резервуаре
заполнение можно осуществить жидкостью из нагнетательного
158
Рис. 66. Двухступенчатый центробежный насос типа НТ 560/335-300.
1 9 — подшипниковые опоры с радиально-упорными шарикоподшипниками; 2 — вал; 3 — гильза; i —- набивка сальника; з — высоко-
’ напорная набивка; 6 — корпус насоса; 7 — рабочее колесо; 8 — низконапорная крышка
< 'V* ”
трубопровода, при помощи специального вакуумного насоса или
вручную через воронку.
Заполнение насоса ведется при открытом кранике для спуска
воздуха. Если насосы имеют водяное охлаждение подшипников
и сальников, то необходимо пустить к ним воду.
Перед пуском насоса проверяется наличие и подключение кон-
трольно-измерительных приборов, наличие смазки, состояние
муфтового соединения насоса с двигателем, заземление электро-
двигателя.
В процессе работы насоса необходимо проверять:
состояние смазки подшипников;
температуру подшипников, которая не должна превышать 50—60° С;
состояние сальников;
состояние разгрузочных устройств и периодически менять масло
в корпусах подшипников.
§ 21. Пуск насоса и регулирование подачи
Пуск насоса осуществляется при закрытой нагнетательной
задвижке.
При пуске открывается всасывающая задвижка и вентиль мано-
метра и двигатель включаются в работу. После того как насос разовьет
полное число оборотов и по манометру будет достигнуто необходимое
давление, открывается задвижка на нагнетательном трубопро-
воде.
Для исключения перегрузки электродвигателя необходимо сле-
дить за показаниями манометра, не допуская увеличения силы тока
выше установленной величины.
Остановка насоса производится в следующем порядке:
закрывается задвижка на нагнетательном трубопроводе;
останавливается электродвигатель;
закрывается задвижка на всасывающем трубопроводе.
При изменении условий и режима эксплуатации трубопроводов
часто приходится прибегать к регулированию подачи центробежных
насосов.
Регулирование может быть осуществлено дросселированием, пере-
пуском, изменением числа оборотов насоса, изменением диаметра
рабочего колеса и изменением схемы включения насосов.
Дросселирование является наиболее простым способом регулиро-
вания. Частичным закрытием задвижки на нагнетании насоса со-
здается местное сопротивление и в соответствии с характеристикой
насоса изменяется его подача. При дросселировании часть энергии
бесполезно расходуемся на преодоление сопротивления частично
открытой задвижки.
Регулирование перепуском состоит в том, что часть жидкости
перепускается из нагнетательного трубопровода насоса во всасыва-
ющий по обводному трубопроводу. Этот способ также не экономичен,
поскольку на регулирование расходуется энергия.
160
Изменение внешнего диаметра рабочего колеса позволяет регу-
лировать работу центробежного насоса без заметного расхода энер-
гии на регулирование. Наружный диаметр рабочего колеса умень-
шается обтачиванием. Чтобы не вызвать заметного уменьшения
коэффициента полезного действия, предельная величина снимаемого
слоя не должна превышать 15% от номинального диаметра.
§ 22. Неполадки в работе насоса и их устранение
Неполадки в работе центробежных насосов могут быть вызваны
следующими причинами:
нарушением плотности всасывающего трубопровода;
наличием воздуха или паров жидкости в корпусе насоса;
засорением трубопроводов.
Указанные неполадки могут быть устранены соответственно
путем осмотра и ликвидации неплотности, повторением заливки
насоса и прочисткой трубопроводов и фильтров.
В процессе работы насоса может снижаться подача. Это может
быть вызвано уменьшением числа оборотов двигателя насоса, про-
сачиванием воздуха в насос, увеличением сопротивления трубо-
проводов, засорением рабочего колеса.
Напор насоса может упасть в результате' уменьшения числа
оборотов двигателя, попадания воздуха в насос, повреждения нагне-
тательного трубопровода и повреждения рабочего колеса.
При работе насосной установки возможна перегрузка электро-
двигателя. Причинами этого могут быть заедание шеек вала в под-
шипнике, трение подвижных частей насоса, большое осевое давление,
засорение внутренних частей насоса.
Работа насосной установки может быть нарушена вследствие
ослабления фундаментных болтов, на что указывают шум и вибрация
в насосе, нарушения соосности валов насоса и электродвигателя,
засорения рабочих колес, а также в результате кавитации.
При всех неполадках насос останавливается, производятся осмотр
и устранение неисправностей.
§ 23. Правила техники безопасности при обслуживании
центробежных насосов
'* Для обслуживания насосной установки должны быть созданы
безопасные условия труда. К насосу необходимо обеспечить свобод-
ный доступ для осмотра и обслуживания его. Движущиеся части
установки следует оградить специальными съемными кожухами.
Все углубления в помещении насосной станции, переходы и мостики
должны иметь перила высотой не менее 1 м.
Работа на насосных установках может быть поручена только
лицам, сдавшим экзамен на право обслуживания насосов. Перед пус-
ком насоса машинист обязан убедиться в исправности оборудования.
И Заказ 861 161
Не допускается проводить какие-либо ремонтные работы ш
работающей насосной установке.
Освещение насосной станции должно быть достаточным дл!
безопасного обслуживания агрегатов.
Следует предусмотреть защиту от воздействия электрической
тока.
Глава III
НАСОСЫ СПЕЦИАЛЬНЫХ ТИПОВ
§ 1 Роторные и самовсасывающие насосы. Принцип действия,
назначение и основные конструкции
Принцип действия роторных насосов аналогичен поршневым —
это насосы объемного типа, при работе которых происходит механи-
ческое вытеснение жидкости.
Насос состоит из трех основных частей: ротора, статора и замыка-
телей. Ротор приводится во вращение от ведущего вала; статор
(корпус) представляет собой неподвижный орган со всасывающей
и нагнетательной камерами.
Замыкатели располагаются на роторе и непосредственно воздей-
ствуют на жидкость, аналогично поршню. В отличие от поршня
замыкатели имеют непрерывное вращение.
По виду замыкателей роторные насосы делятся на коло-
вратные (шестеренные), поршеньковые и шибер-
ные (пластинчатые).
В коловратных насосах ротор и замыкатели совершают только
вращательное движение. Наибольшее распространение из этих
насосов получили шестеренные с внешним зацеплением.
В поршеньковых насосах замыкателями являются поршеньки,
а в шиберных роль замыкателей выполняют пластины, которые,
вращаясь вместе с ротором, совершают возвратно-поступательное
перемещение.
Роторные насосы применяются в системах гидропередач, гидро-
приводах, в топливных и масляных системах.
К роторным насосам по принципу действия можно отнести само-
всасывающие насосы (вихревые и водокольцевые). Роль эксцентрич-
ного ротора у этих насосов выполняет водяное колесо. Они исполь-
зуются в качестве вакуум-насосов для заливки центробежных насосов
и как самостоятельные насосы.
Шестеренные насосы. На рис. 67 показан шестеренный насос
с внешним зацеплением.
Насос состоит из двух широких цилиндрических зубчатых колес 1
и 2 плотного сцепления. '
При вращении шестерен их зубья выходят из зацепления и каж-
дый зуб подобно плунжеру освобождает объем, соответствующий
его впадине. В освободившийся объем под действием атмосферного
162
всасы ван ив
Нагнетание
Рис. 67. Шестеренный насос.
1 — ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; з —
всасывающий патрубок; 4 — нагнетательный
патрубок
давления устремляется жидкость, которая переносится впадиной
зуба в направлении от всасывающего к нагнетательному патрубку.
В месте зацепления шестерен зубья одной шестерни вытесняют
жидкость из впадин другой. ,
Шестеренные насосы отличаются простотой исполнения, имеют
малый вес и небольшие размеры, непосредственно соединя-
ются с электродвигателем, просты и надежны в эксплуата-
ции.
I С 1967 г. введен ГОСТ 12222—66 на шестеренные насосы с пода-
чей до 144 м3/ч и давлением нагнетания до 25 кгс/см3. Перекачива-
емая жидкость может иметь температуру до 250° С.
Шестеренные насосы изго-
товляются в следующих ис-
’полнениях:
Ш — с внутренними опо-
рами, на лопах;
ШФ — с внутренними опо-
рами, фланцевые;
ШВ — с выносными опо-
рами, на лопах;
ШГ — с внутренними опо-
рами, с обогревом (охлажде-
нием) корпуса;
ШВГ — с выносными опо-
рами, с обогревом (охлажде-
нием) корпуса.
Все типы насосов имеют
цилиндрические шестерни внеш-
него зацепления. Насосы с рабочим объемом (подача за один
оборот) до 1200 см3 изготовляются с прямозубыми шестернями,
а насосы с рабочим объемом более 1200 см3 — с шевронными
шестернями (угол наклона зуба 20°).
Насосы типа Ш и ШФ рассчитаны на перекачивание жидкости
вязкостью от 0,2 до 20 см2/сек, остальные — на перекачивание
жидкости вязкостью от 0,2 до 100 см2/сек.
В условном обозначении насоса указывается исполнение, рабо-
чий объем (уменьшенный в 10 раз) и давление нагнетания.
Например, шестеренный насос исполнения Ш, с рабочим объемом
320 см3 и давлением нагнетания 25 кгс/см2, обозначается:
Насос шестеренный Ш 32-25 ГОСТ 12222—66.
Потребная мощность этого насоса при скорости вращения
1430 об/мин и подаче 23 м3]ч составляет 30 кет. Указанные пара-
метры относятся к условиям работы на масле индустриальном 45
при температуре 30—40° С и высоте всасывания 5 м.
Винтовые насосы. Рабочим органом винтовых насосов являются
винты, помещенные в корпусе и приводимые во вращение электро-
двигателем. Насосы могут быть одновинтовыми и многовинтовыми
в зависимости от числа винтов.
11* 163
На рис. 68 приведен разрез одновинтового насоса. Он состоит
из корпуса 1, обоймы 2, винта 3, приводного вала 4, подшипников 5,
уплотнения 6 и эксцентриковой муфты 7.
Центр сечения вала несколько
сдвинут относительно его оси вра-
щения. При вращении винта в ци-
линдрической обойме, которая имеет
профилированную внутреннюю вин-
товую поверхность, образуются за-
мкнутые полости, заполняемые жид-
костью. Создается непрерывное пе-
ремещение замкнутых полостей с
находящейся в них жидкостью вдоль
оси винта. Таким образом происхо-
дит перекачка жидкостей винтовым
насосом.
На рис. 69 представлен трех-
винтовой насос, который состоит из
одного ведущего и двух ведомых
винтов. Ведущий винт приводится
во вращение от электродвигателя.
Возникающее осевое давление вос-
принимается подпятниками.
При работе насоса жидкость за-
хватывается ведомыми винтами из
камеры всасывания, заполняет поло-
сти между нарезкой ведомых валов
и обоймой и вращением ведомых
валов подается в камеру нагнетания.
Винтовые насосы применяются
для перекачки жидкостей вязкостью
до 200 см*/сек (одновинтовые) и вяз-
костью от 0,1 до 60 см2/сек (трехвин-
товые).
Одновинтовые горизонтальные на-
сосы выпускаются по ГОСТ 10057—
62 подачей от 0,3 до 40 мя/ч и да-
влением нагнетания до 25 кгс/см2
для перекачивания как чистых, так
и загрязненных жидкостей (до 5%
механических примесей).
Насосы изготовляются в двух
исполнениях: для нейтральных жид-
костей и для химически активных
жидкостей.
Одновинтовые насосы обозначаются цифрой 1, буквой В и дробью,
числитель которой указывает округленное значение подачи в литрах
на 100 оборотов винта, знаменатель — давление нагнетания в кгс/см2.
164
Пример условного обозначения одновинтового насоса , подачей
16 мР/ч при 1450 об/мин и давлении нагнетания 10 кгс/см2: насос
1В 20/10 ГОСТ 10057-62.
Потребляемая мощность этого насоса — 8 кет. Данные соответ-
ствуют условиям перекачивания воды при температуре 20° С и ва-
куумметр ической высоте всасывания 6 м.
К обозначению насосов для химически активных жидкостей
добавляется прописная буква — X, например: насос IB 20/10Х
ГОСТ 10057—62.
Рис. 69. Трехвинтовой насос.
1 — камера всасывания; 2 — подпятники; з — корпус; 4 — обойма; 3 — камера нагнетания;
е — ведущий винт; 7 — ведомые винты
Трехвинтовые насосы выпускаются по ГОСТ 10056—62 пода-
чей до 800 м3/ч и давлением нагнетания до 250 кгс/см2.
Насосы изготавливаются двух типов:
ЗВ — с односторонним подводом жидкости;
ЗВ X 2 с двухсторонним подводом жидкости.
. Винты насосов делаются двухзаходными с циклоидальным заце-
плением.
Трехвинтовые насосы оборудуются предохранительно-перепуск-
ными клапанами, которые рассчитаны на полный перепуск подачи
из полости нагнетания в полость всасывания.
Срабатывание клапана происходит при превышении давления
на 20—50% сверх номинального в зависимости от вязкости жидкости
и давления нагнетания.
165
Пластинчатые насосы. На рис. 70 показано устройство одно-
роторного пластинчатого насоса. Он состоит из барабана, приводи-
мого во вращение электродвигателем, корпуса и пластин. Барабан
эксцентрично размещен в корпусе насоса.
Рис. 70. Пластинчатый насос.
1 — корпус; 2 — пластины (шиберы); 3 — барабан
Пластины вращаются вместе с барабаном и одновременно совер-
шают возвратно-поступательное движение
центричного положения
2
71. Схема водокольце-
Рис.
вого насоса.
1, 2, 3 — всасывающие каме-
ры; 4, 5, 6 — нагнетательные
камеры; А—входное отверстие;
В — выходное отверстие
------- -------вследствие их экс-
в корпусе. Направляющими пластин
служат специальные щели в барабане.
При вращении барабана пластины
образуют полости переменного объема,
в которых жидкость передается из ка-
меры всасывания в камеру нагнетания.
Различают пластинчатые насосы одно-
кратного и двойного действия. В насосах
однократного действия за один оборот
, вала происходит один полный цикл
работы — всасывание и нагнетание жид-
кости. В насосах двойного действия за
один оборот вала происходит два полных
цикла работы — два [Процесса всасыва-
Пластинчатые насосы
ния и два процесса нагнетания.
Пластинчатые насосы двойного дей-
ствия выпускаются по ГОСТ 13167—67 для
подачи масел вязкостью от 0,17 до
1,2 см2/сек при температуре от 10 до 50° С.
двойного действия основного исполнения
развивают давление до 63 кгс/см2 и подачу до 200 л/мин. Насосы
облегченного исполнения рассчитаны на давление до 50 кгс/см2
и подачу до 12 л/мин. Номинальная скорость вращения насосов
960 и 1450 об/мин.
Водокольцевой насос. На рис. 71 представлена схема водоколь-
цевого насоса. На вал насоса насажено, звездообразное колесо,
166
расположенное эксцентрично по отношению к цилиндрическому
корпусу насоса. При таком расположении колеса жидкость касается
его втулки^
Камеры насоса разделяются на всасывающую и нагнетательную.
При вращении колеса объемы камер 1,2йЗ увеличиваются и в них
создается пониженное давление. Вследствие этого из всасывающего
трубопровода через серповидный вырез А в торцовой крышке корпуса
поступает воздух.
Во второй половине окружности объемы камер 4, 5, 6 умень-
шаются, происходит сжатие воздуха и он вытесняется через вырез В
в нагнетательный трубопровод.
Для работы насоса перед пуском он обязательно заливается
жидкостью.
§ 2. Ручные насосы
Ручные насосы применяют для перекачки небольших количеств
жидкостей. Выпускаются насосы трех типов: крыльчатые, диафраг-
мовые и поршневые.
Рис. 72. Ручной диафрагмовый насос.
1 — всасывающий патрубок; 2 — всасывающий клапан; 3 — крышка; 4 —
диафрагма; 5 — ступица; 6 — тарелка; 7 — корпус; 8 — нагнетательный
клапан
Крыльчатые насосы используются для перекачки масла в цирку-
ляционных маслосистемах различных машин й для перекачки воды.
Ручные диафрагмовые насосы могут применяться для перекачки
загрязненных жидкостей, а поршневые для перекачки чистых
продуктов.
На рис. 72 приведено устройство ручного диафрагмового насоса.
Насос имеет чугунный корпус. Между корпусом и крышкой рас-
положена упругая резиновая диафрагма, которая качанием рычага
приводится в колебательное движение.
167.
При подъеме диафрагмы нагнетательный клапан закрывается,
а всасывающий клапан открывается вследствие понижения давления
под диафрагмой. В корпус насоса при этом засасывается жидкость,
которая при опускании диафрагмы вытесняется в нагнетательный
трубопровод. При ходе диафрагмы вниз всасывающий клапан закры-
вается, а нагнетательный открывается.
Перед началом работы диафрагмовый насос должен быть залит
водой.
§ 3. Струйные насосы
Струйные насосы (рис. 73) имеют простую конструкцию, в которой
отсутствуют какие-либо движущиеся части. Работа их основана
на передаче энергии от рабочей жидкости к перекачиваемой.
Рабочая жидкость подается по трубе к соплу насоса, где вслед-
ствие сужения струи скорость ее увеличивается, а давление падает.
Рис. 73. Струйный насос.
1 — вход рабочей жидкости; г — сопло; з — камера
всасывания; 4 — камера смешения; 5 — диффузор; в —
нагнетательный трубопровод; 7 — выход смеси; 8 — вса-
сывающий трубопровод; 9 — поступление перекачиваемой
жидкости
У-
Из сопла струя жидкости с пониженным давлением поступает в ка-
меру всасывания. В камеру всасывания с пониженным давлением
засасывается также перекачиваемая жидкость, которая увлекается
в камеру смешения и далее в диффузор.
В камере смешения рабочая и перекачиваемая жидкости смеши-
ваются и обмениваются энергией. При прохождении жидкости
по диффузору происходит преобразование кинетической энергии
в потенциальную. Повышается давление жидкости.
Струйные насосы по виду рабочей и перекачиваемой жидкости
могут быть жидкостно-жидкостные, газо-жидкостные и газовые.
Коэффициент полезного действия струйных насосов не пре-
вышает 0,3.
Поршеньковые насосы делятся на два типа: радиальные и акси-
альные. При вращении цилиндра поршень совершает поступательное
движение, производя всасывание и нагнетание жидкости. Цилиндры
насоса высверливаются в общем блоке. С увеличением числа цилин-
• 168
дров подача насоса становится более равномерной. Поршеньковые
насосы развивают давление до 150 кГ/см2, и могут применяться
в системах смазки.
§ 4. Эрлифты, их устройство и принцип действия
Эрлифты применяют для подъема жидкости из скважин при по-
мощи сжатого воздуха. В нефтяной промышленности вместо воздуха
часто используют' нефтяной или природный газ, в связи с чем .такое
устройство называется газлифтом.
Схема работы газлифта представлейа на
рис. 74. Сжатый воздух или газ под давлением
нагнетается в скважину по газовой трубе.
Попадая в жидкостную трубу, газ смеши-
вается с жидкостью. Пузырьки газа устрем-
ляются вверх по жидкостной трубе, увле-
кая с собой жидкость. Достигнув верха
трубы, газожидкостная эмульсия изли-
вается. ,
Оптимальные условия работы эрлифтов
и газлифтов при скорости смеси в нижней
части скважины 3 м/сек, а в верхней — 6—
8 м/сек. По мере подъема эмульсии по жид-
костной трубе скорость движения ее увели-
чивается, так как происходит расширение
газа в связи с уменьшением давления.
Рис. 74. Схема эрлифта.
1 — сжатый воздух; 2 —
воздухопровод; 3 — жидко-
стная труба; 4 — выход
эмульсии; 5 — обсадная
труба
На выходе из жидкостной трубы про-
исходит разделение газа и жидкости. Для
воды сепаратором служит отражатель в виде
зонта, который устанавливается в приемном
резервуаре. Газ от нефти отделяется в тра-
пах.
Коэффициент полезного действия эрлифта невелик и находится
в пределах от 0,15 до 0,36. Эрлифты и газлифты находят прак-
тическое применение благодаря простоте их устройства и надеж-
ности в работе.
§ 5. Области применения специальных насосов
Специальные насосы находят применение в специфических усло-
виях работы. Вихревые самовсасывающие насосы применяются
в тех случаях, когда применение одноступенчатых центробежных
насосов затруднено. Обычно это область коэффициентов быстро-
ходности от 10 до 40.
Роторные .насосы применяются главным образом для перекачки
чистых жидкостей, обладающих хорошей смазывающей способ-
ностью.
169
Шестеренные насосы благодаря простоте конструкции, компакт-
ности и надежности нашли широкое применение в различных обла-
стях техники в топливных системах и системах смазки.
Например, шестеренные насосы применяются в системах смазки
газомоторных компрессоров, перекачивающих газ по магистральным
газопроводам. Винтовые насосы устанавливаются в системах смазки
и уплотнения центробежных нагнетателей компрессорных установок
магистральных газопроводов.
Струйные насосы (эжекторы) находят применение на нефтебазах
для слива нефтепродуктов с Высокой упругостью паров из железно-
дорожных цистерн, в системах перекачки сжиженных газов и на
газовых промыслах.
РАЗДЕЛ Ш
КОМПРЕССОРЫ
Г л а в а I
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
§ 1. Принцип действия, назначение и классификация
поршневых компрессоров
Уже в глубокой древности для выплавки меди и железа были
созданы примитивные машины — меха, сжимающие и перемеща-
ющие в нужном направлении воздух.
В результате совершенствования этих машин в XVIII веке появи-
лись первые поршневые воздуходувные машины, а в первой половине
XIX века появляются также воздуходувки центробежного и осевого
типов.
В Советском Союзе компрессоростроение начало развиваться
с 1930-1931 гг., когда заводы им. Фрунзе, «Борец» и «Компрессор»
приступили к выпуску горизонтальных, вертикальных и У-образных
поршневых компрессоров. С ростом социалистической промышлен-
ности развивалась и эта область машиностроения, достигшая в по-
следние годы значительных успехов.
Наряду с совершенствованием указанных выше поршневых ма-
шин, начался выпуск газомоторных поршневых компрессоров, ши-
роко развернулся выпуск вентиляторов разнообразных типов, было
освоено изготовление турбокомпрессоров и центробежных нагне-
тателей.
Успехам советского компрессоростроения способствовали работы
советских ученых: Н. А. Доллежаля, А. А. Ломакина, В. Ф. Риса,
М. И. Френкеля, Б. М. Репина и др.
Современные машины для сжатия и перекачки газов можно раз-
делить на два обширных класса. К первому относятся машины,
в которых сжатие газа осуществляется в замкнутой полости, объем
которой периодически изменяется. В машинах, относящихся ко вто-
рому классу, газу сообщается большая скорость и кинетическая
энергия потока затем преобразуется в работу сжатия нагнетаемого
газа.
Первый класс — это поршневые, ротационные, диафрагменные
и винтовые компрессоры, второй — лопастные (центробежные и осе-
вые). Существует также третий класс — струйные (эжекционные)
171
Рис. 75. Схема одноступенчатого пор-
шневого комйрессора.
машины, значительно менее распространенные, чем первые два
класса.
В поршневых компрессорах изменение объема полости сжатия
происходит благодаря перемещению поршня.
Поршневой компрессор (рис. 75) состоит из цилиндра 5, в котором
предусмотрены всасывающий 1 и нагнетательный 4 патрубки, соеди-
ненные с полостью сжатия посредством всасывающего 2 и нагнета-
тельного 3 самодействующих клапанов, поршня 8, совершающего
возвратно-поступательное движение, и кривошипно-шатунного
механизма, состоящего из шатуна 7 и кривошипа 6.
При движении поршня 8 от крайнего левого положения вправо,
в цилиндре начнет создаваться разрежение, благодаря чему всасы-
вающий , клапан 2 откроется
и из всасывающего патрубка 1
в цилиндр начнет поступать.
газ. После того как поршень
достигнет крайнего правого
положения, всасывающий кла-
пан закроется и при движении
поршня влево начнется сжатие
газа.
Когда давление в цилиндре
станет равным давлению в нагне-
тательном патрубке 4, сжатие газа прекратится и через нагнетатель-
ный клапан 3 начнется выталкивание сжатого газа из цилиндра,
которое будет продолжаться до тех пор, пока поршень не достигнет
крайнего левого положения. При изменении направления движения
поршня давление в цилиндре снизится до давления начала всасыва-
ния и процесс начнет повторяться.
Из рассмотренного принципа действия компрессора становится
ясным назначение этих машин: поршневые компрессоры — это
машины, предназначенные для сжатия газа.
В зависимости от величины давления газа на всасывании и нагне-
тании их разделяют на следующие категории.
Вакуум-насосы, откачивающие газ из пространства,
где давление ниже атмосферного, и нагнетающие его в пространство
с атмосферным давлением. Иногда, например в установках депара-
финизации масла нефтеперерабатывающих заводов, нагнетание
происходит в пространство с давлением выше атмосферного, такие
машины называют вакуум-компрессорами.
Газодувки (воздуходувки) предназначены для сжатия
воздуха до 0,2 Мн/м2 (2 кгс/см2); широко распространены в метал-
лургическом производстве,
Компрессоры низкого давления, сжимающие
газ до 0,2—1 Мн/м2 (2—10 кгс/см2). Основная область применения
таких машин — пневматические установки.
Компрессоры среднего давления, сжимающие
газ до 1—10 Мн/м2 (10—100 кгс/см2), получили большое распро-
172
странение в химической, нефтедобывающей и нефтеперерабатыва-
ющей промышленности, а также при транспортировке газа.
.Компрессоры высокого давления, сжимающие
газ до давления, превышающего 10 Мн/м2 (100 кгс/см2). Такое давле-
ние встречается в азотнотуковом производстве, при разделении
воздуха методом глубокого охлаждения и в ряде других производств.
Компрессоры, сжимающие газ, начальное давление которого
намного превышает атмосферное, называются дожимными.
Компрессоры/ осуществляющие циркуляцию газа в установках
синтеза, давление в системах которых составляет обычно 20—
100 Мн[м2 (200—1000 кгс/см2), называют циркуляцион-
ными.
Особое место среди поршневых компрессоров занимают холодиль-
ные, сжимающие холодильный агент и осуществляющие холодильный
цикл установки.
В зависимости от объема всасываемого газа различают компрес-
соры малой (до 10 м2]мин свободного газа), средней (10—
100 и большой (свыше 100 л3/лшв) производитель-
ности.
В зависимости от вида привода поршневые компрессоры могут
быть злектроприводными или газомоторными.
Перечисленная классификация поршневых компрессоров не учи-
тывает разнообразие их назначения и условий эксплуатации.
Последние часто требуют специального исполнения, например по-
вышенной герметичности, отсутствия смазки цилиндров и т. д.
§ 2. Теоретический рабочий процесс, работа и мощность
одноступенчатого компрессора
Рассмотрим работу поршневого компрессора при следующих
предположениях:
а) сопротивление проходу газа во всасывающих и нагнетательных
клапанах компрессора отсутствует;
б) давление во всасывающем и нагнетательном патрубках
постоянно;
в) температура газа в периоды всасывания и нагнетания
неизменна;
г) в конце сжатия весь газ, находившийся в цилиндре, выталки-
вается поршнем из цилиндра.
Такой компрессор будем называть идеальным.
При рассмотрении принципа действия поршневого компрессора
было установлено, что возвратно-поступательное движение поршня
обеспечивает всасывание газа, его сжатие и нагнетание. Совокупность
этих процессов, повторяющихся при каждом обороте коленчатого
вала, составляет цикл компрессора.
На рис. 76 изображены схема цилиндра поршневого компрессора
и его теоретический цикл в координатах!/? v.
173
Процесс всасывания, изображаемый линией аЬ, осуществляется
на протяжении всего хода поршня при давлении pt. Сжатие, которое
начнется в момент перемены направления хода поршня, когда объем
цилиндра достигнет величины i7v изображается линией Ъс. Процесс
Рис. 76. Схема цилиндра пор-
шневого компрессора и его
теоретический цикл в коорди-
сжатия может протекать различно: если при сжатии полностью
отсутствует теплообмен между газом и внешней средой, то сжатие
будет адиабатным (линия Ъс"); если полностью отводить все выде-
ляющееся при сжатии тепло, то процесс сжатия будет изотермиче-
ским, т. е. сжатие будет происходить при постоянной температуре
(линия Ъс'). В действительности имеет место политропное сжатие
(линия Ъс), с показателем политропы т,
величина которого больше единицы
и меньше к (1 < т < к).
Здесь уместно напомнить, что пока-
затели политропы и адиабаты предста-
вляют собой отношение теплоемкости
газа при постоянном давлении (ср)
к его теплоемкости при постоянном
объеме (с0). Это отношение уменьшается
с увеличением атомности газа. Так
показатель адиабаты к для одноатом-
ных газов равен 1,67, для двухатом-
ных 1,4 -г- 1,41, для трех- и многоатом-
ных — 1,14—1,3.
Когда давление в цилиндре станет
равным давлению р2 в нагнетательном
патрубке 6, процесс сжатия прекра-
тится и через нагнетательный клапан 4
начнется выталкивание сжатого газа
натах pv. из цилиндра (нагнетание), изображен-
ное на диаграмме горизонтальной ли-
нией нагнетания cd. Объем сжатого газа будет равен v2. При измене-
нии направления движения поршня давление в цилиндре мгновенно
упадет до давления всасывания (линия расширения da) и процесс
начнет повторяться.
Площадь диаграммы abcda изображает в масштабе величину
работы, затрачиваемой на сжатие всего количества газа (если на оси
абсцисс отложены действительные объемы V), или 1 кг газа (если
на оси абсцисс отложены удельные объемы v) и будет различной
в зависимости от того, какой процесс сжатия имеет место: изотерми-
ческий, политропный или адиабатный. В дальнейшем мы будем
рассматривать работу, затраченную на сжатие 1 кг газа.
Диаграмму цикла идеального поршневого компрессора, изобра-
женную на рис. 76, будем называть теоретической индикаторной
диаграммой одноступенчатого компрессора. Площадь abcda этой
диаграммы можно рассматривать как геометрическую сумму трех
площадей: площади odceo + площадь ecbfe — площадь oabfo.
Площадь odceo, которая изображает работу нагнетания 1 кг
174
газа (удельную работу), обозначим через Zx. Площадь ecbfe, изобра-
жающую работу собственно сжатия, обозначим через Z2 и через Z3
обозначим площадь oabfo, изображающую работу впуска газа.
Определить каждую из этих площадей нетрудно:
Zx = oe-od~ p2v2, (178)
la = of-oa — p1v1. (179)
Площадь Z2 нам известна из термодинамики. Она равна при
изотермическом сжатии
Z2 = 2,3/?^ lg-g-; (180)
при адиабатном сжатии
= (№ —рл); (181)
при политропном сжатии
h = -“у (Р2р2 — Р1р1)’ (182)
где Zx, Z2, Z3 — соответственно работа нагнетания, сжатия и впуска
газа в дж/кг (кгс-м/кг)-,
рг — абсолютное давление газа в начале сжатия в н/м2
(кгс/м2);
р2 — абсолютное давление газа в конце сжатия в н/м2
(кгс/м2)-,
vi — удельный Ьбъем газа в начале сжатия в м2/кг-,
г?2 — удельный объем газа в конце сжатия в м2[кг-,
к — показатель адиабаты;
т — показатель политропы.
Таким образом, полная работа, затраченная на получение сжатого
газа при изотермическом сжатии,
1Из = "г Z2 — Z3 = p2v2 2,3р1к11g -g— РЛ, (183)
или, так как в изотермическом процессе Pivt = p2v2, то имеем
окончательно
lB3 = 2,3p1V1 lg -g-. (184)
Та же работа при адиабатном сжатии
^ад = h + Z3 — Z3 = p2v2 + (Piv2 — Pivi) — Pivi (185)
или
^ад = (Р2у2 — РЛ) + угт(Р21’2-РЛ)=(1 +-£Zt) (Рг^а-РЛ),
(186)
откуда
1аЯ=-/^т(Р2”2~Р1»1)- (187)
175
Имея в виду, что при адиабатном сжатии = р2п2, уравне-
ние (187) можно привести к следующему виду:
Г fe-i
(188)
Аналогично для политропного сжатия можно получить следу-
ющую формулу:
^пол
(189)
т
т—1
Рассматривая процессы, происходящие с газами, их состоянйе
характеризуют давлением р, удельным объемом v и абсолютной
температурой Т. Количество работы I или тепла Q, необходимое
для перевода газа из одного состояния в другое, измеряют одними
и теми же единицами (джоулями).
Однако следует иметь в виду, что механическую работу всегда
можно перевести в эквивалентное количество тепла, т. е. всегда
использовать для изменения состояния газа. При переводе же тепла
в работу полностью использовать тепло невозможно. Для такого,
использования должен быть положительный перепад температур,
т. е. источник тепла должен иметь более высокую температуру, чем
его потребитель. В противном случае для такого процесса надо
затратить механическую работу.
Теплота является одним из видов энергии. Чем выше температура
газа по сравнению с окружающей средой, тем большим запасом
энергии он обладает. Чтобы лучше судить об этом запасе энергии,
в термодинамике вводится специальный параметр, называемый
энтропией тела и обозначаемый буквой S.
Если телу сообщить элементарное количество теплоты dQ, то
приращение энтропии dS будет равно
а для конечного состояния 4
= (190)
1 ср
где Тер — средняя температура за время процесса.
Если в координатах Т — s нанести линии постоянного объема —
изохоры (v — const) и линии постоянного давления — изобары
(р = const), то получим энтропийную, или тецловую, диаграмму
для газа (рис. 77).
Эта диаграмма позволяет упростить расчеты тепловых процессов
и наглядно судить о количестве тепла, участвующего в процессе.
Рассмотрим, как изобразятся различные процессы в тепловой
диаграмме.
176
Изотермический процесс протекает при постоянной температуре.
Поэтому на тепловой диаграмме он будет показан горизонталь-
ной прямой ab.
Адиабатный процесс, совершающийся без теплообмена с окру-
жающей средой, изобразится вертикальной прямой ас. Политропный
процесс в тепловой диаграмме изобразится линией ad, прямой
при постоянном показателе политропы процесса.
Работа, необходимая для изменения состояния газа, может
быть найдена непосредственно из тепловой диаграммы.
При изотермическом процессе сжатия газа, показанном на
рис. 78, от давления рг (точка а) до давления р2 (точка Ь) затра-
Рис. 78. Работа, затраченная при
изотермическом сжатии газа.
ченная работа в тепловых единицах, т. е. необходимое количество
тепла, будет равна площади прямоугольника abcda.
Эта площадь соответствует
<?H3 = Z(S2-S1). (191)
При адиабатном сжатии, изображенном на тепловой диа-
грамме вертикальным отрезком ab (рис. 79), затраченная работа
представлена на рисунке заштрихованной площадью.
Эта площадь равна
<?ад = сР(^2-Л), (192)
где ср — удельная теплоемкость газа при постоянном давлении.
При политропном процессе сжатия (рис. 80 линия be) затрачен-
ная работа также будет равна всей площади, заштрихованной на-
клонными линиями (площадь abeded), т. е.
(?пол — ср (Т’г T-j) + ($2 Si) -
(193)
В этом процессе площадь, заштрихованная горизонтально, со-
ответствует количеству тепла, которое должно быть отнято у газа
в период его сжатия для обеспечения выбранного показателя
политропы. ...... .. ............. ; ...
12 Заказ 861 - 177
Если во время сжатия тепло подводится, а не отводится от газа,
то линия, изображающая политропный процесс, будет отклоняться
не влево, а вправо от линии адиабатного сжатия (рис. 81). При
Рис. 79. Работа, затраченная при
адиабатном сжатии газа.
Рис. 80. Работа, затраченная при
политропном сжатии газа.
этом количество теплоты, сообщенное газу в течение процесса,
может складываться из тепла, сообщенного в виде работы (площадь
с подводом тепла.
abcdea), и тепла, подводимого извне
через водяную рубашку или в резуль-
тате трения (площадь abcfdj.
Следует отметить, что при изотер-
мическом сжатии газа затрачивается
наименьшее количество работы. По-
этому при определении степени совер-
шенства какого-либо процесса или
какой-либо машины обычно сравни-
вают затраченную работу с работой,
необходимой при изотермическом сжа-
тии.
Для того чтобы приблизиться к изо-
термическому сжатию, стремятся отвести
от сжимаемого газа как можно больше
тепла и применяют, в частности, для этого многоступенчатое
сжатие, о котором будет сказано далее.
§ 3. Действительный рабочий процесс одноступенчатого
поршневого компрессора
В действительности рабочий процесс одноступенчатого порш-
невого компрессора будет заметным образом отличаться от теорети-
ческого процесса, рассмотренного ранее. Когда закончился процесс
нагнетания, не все количество газа оказывается вытолкнутым из
цилиндра компрессора. Часть его остается в зазорах между поршнем
и цилиндром, в гнездах и каналах клапанов. Суммарный объем
этих полостей называется вредным пространством цилиндра. Наличие
178
вредного пространства приводит к тому, что всасывание газа в ци-
линдр начинается не в момент изменения направления движения
поршня, а лишь после того, как давление газа, оставшегося во вред-
ном пространстве, снизится
вследствие расширения до
давления, равного давлению
всасывания (это приводит
к уменьшению использова-
ния рабочего объема ци-
линдра, так как всасывается
меньшее количество газа).
Вследствие этого теоретиче-
ская- индикаторная диаграм-
ма компрессора с вредным
пространством будет иметь
вид, изображенный на
рис. 82.
Объем газа в цилиндре
компрессора /Можно рассмат-
ривать как сумму двух
объемов: объема, который
действительно подается после
Рис. 82. Теоретическая индикаторная диа-
грамма компрессора с вредным простран-
ством.
НОМ пространстве VBp, т. е.
сжатия Тпод, и объема газа во вред-
^ = ^под + ^вр-
Всю работу, затраченную на сжатие, можно рассматривать как
алгебраическую сумму трех работ: работы, затраченной на сжатие
р подаваемого объема газа;
4
Рис. 83. Действительная индикаторная
диаграмма компрессора.
работы, затраченной на сжа-
тие газа, находящегося во
вредном пространстве, и ра-
боты, полученной при рас-
ширении газа, находящегося
во вредном пространстве:
~ ^сж. подЧ- ^сж. вр ^расш. вр-
Обычно считают, что ра-
бота, затраченная на сжатие
газа, находящегося во вред-
ном пространстве, возвра-
щается им при расшире-
нии, т. е.
^сж. вр — ^расш. вр-
Тогда получим
Ь ~ ^СЖ. ПОД’
и, следовательно, мы можем при подсчетах работы, затраченной на
сжатие газа, пользоваться выведенными ранее зависимостями, не
12* 179
,.j читывая наличия в цилиндре компрессора вредного простран-
ства.
Сопротивление всасывающих и нагнетательных клапанов про-
ходу газа, которым мы вначале пренебрегали, также изменяет тео-
ретическую индикаторную диаграмму. Благодаря наличию сопро-
тивления всасываемый газ поступает в цилиндр с давлением меньшим,
а нагнетается с давлением большим, чем давление в соответству-
ющих патрубках за клапанами цилиндра.
Теплообмен газа со стенками цилиндра и поршня, изменение
давления за цилиндром в периоды всасывания и нагнетания также
вносят изменения в индикаторную диаграмму, отражаясь на харак-
тере линий сжатия, нагнетания, расширения и всасывания.
В результате действительная индикаторная диаграмма компрес-
сора приобретает вид, показанный на рис. 83.
Неисправности компрессора также накладывают отпечаток на
действительную индикаторную диаграмму. Например, при неисправ-
ных всасывающих клапанах линия сжатия отклонится влево (ли-
ния 1, рис. 83), а при неисправных нагнетательных клапанах линия
расширения отклонится вправо (линия 2, рис. 83).
§ 4. Определение производительности компрессора
Производительностью компрессора называется объем газа, по-
даваемый им за единицу времени, пересчитанный на состояние газа
при входе в компрессор.
Производительность компрессора является геометрической ха-
рактеристикой компрессора, не зависящей от давления, температуры
и влажности всасываемого газа.
Она определяется выражением
, <2 = ^н, (194)
где Q — производительность компрессора в м3[сек\
Л — коэффициент подачи; ’ ,
п — скорость вращения коленчатого вала компрессора
в об/сек',
Уд — рабочий объем цилиндра в м3.
Для цилиндров одностороннего действия
VA = ^-S;
А 4
для цилиндров двойного действия
y^~QD3-^S,
где D — диаметр поршня в м;
S — ход поршня в м;
— диаметр штока в м.
180
Коэффициент подачи для удобства анализа можно разбить на
четыре составляющих
%=M,pVr- (195)
Наибольшее влияние на производительность оказывает объем
вредного пространства цилиндра. Отношение объема газа У\, заса-
сываемого в цилиндр, к объему, описываемому поршнем Кд, назы-
вают объемным коэффициентом Ху:
X - yi
Отношение объема вредного пространства к объему, описанному
поршнем, называют относительной величиной вредного простран-
ства
Fbp . - .1- у
Исходя из рис. 82, можно написать следующее равенство:
V -4- V = Ул -4- V,
гвр Т г д — г ОТ у 11
где Уо — объем газа после его расширения из мертвого пространства
от давления рнагн до давления рес.
Тогда
71==Уд+-8Кд_70.
Расширение газа во вредном пространстве происходит по поли-
тропе, имеющей показатель т, следовательно
Р^ = Р1У^
или
1 1
вышеизложенного, определяем значение объемного
ГД+8ГД-8ГД
vT
1
1
Исходя из
коэффициента
> - Fi
откуда получаем окончательное значение
Как было показано ранее, наличие вредного пространства почти
не влияет на работу, затраченную на сжатие газа. Зато оно вредно
сказывается на производительности компрессора. Поэтому нужно
стремиться к тому, чтобы s было минимальным.
Коэффициент давления Хр учитывает сопротивление всасыващих
клапанов проходу газа, из-за которого газ, попадающий в цилиндр,
181
имеет давление меньшее, чем давление газа перед всасывающими
клапанами, т. е. занимает больший удельный объем. Обычно зна-
чение колеблется в пределах 0,95—0,98 в зависимости от кон-
структивных особенностей клапанов.
Коэффициент герметичности %г учитывает утечки во всасыва-
ющих клапанах, поршневых кольцах и сальниках компрессора.
Коэффициент герметичности зависит от быстроходности, степени
сжатия и конструктивных особенностей компрессора. Его значение
равно 0,95—0,98.
Коэффициент подогрева к* учитывает повышение температуры
газа, попавшего в цилиндр компрессора, благодаря соприкоснове-
нию его с горячими стенками цилиндра и поршня. Он будет тем
меньше, чем больше отношение давления нагнетания к давлению
всасывания, т. е. чем выше температура конца сжатия. Величину коэф-
фициента подогрева можно ориентировочно определить по следу-
ющей формуле:
Лт = 1-0,025 (-g--l). (197)
Тщательное охлаждение цилиндров повышает коэффициент подо-
грева и, следовательно, увеличивает производительность компрес-
сора.
Измерение производительности компрессоров обычно производят
при помощи дроссельных устройств.
Основной деталью дроссельного устройства является диафрагма
(дроссельная шайба), представляющая собой круглую стальную
пластину, в которой выточено также круглое отверстие с острыми
краями со стороны входа газа. Диафрагма установлена внутри
трубопровода, через который проходит измеряемый поток газа или
воздуха.
Измеряя перепад давления газа при протекании его Через диа-
фрагму, давление и температуру его перед диафрагмой, можно
определить количество газа, которое прошло через нее.
На рис. 84 представлена схема замерного дроссельного устрой-
ства с расходомером.
Газ по трубопроводу 1 проходит через диафрагму 2. Разница
давлений газа до диафрагмы и после нее вызывает перемещение
поплавка 3 дифманометра и поворот шарнирно соединенного с ним
рычага 4, насаженного на ось 5. Ось 5 выходит из поплавковой
камеры через уплотнительную муфту 6. На конце оси 5 укреплен
рычаг 7, соединенный тягой с рычагом 19. Рычаг 19 насажен на оси 20,
вращение которой вызывает движение записывающей стрелки диф-
манометра 8, через коромысло 18.
Давление перед диафрагмой измеряют манометром, представля-
ющим собой трубчатую пружину 16, один конец которой запаян,
а другой соединен трубкой 17 с трубопроводом.
Одним концом пружина припаяна к лапке кронштейна 15, со-
единенного с кронштейном 13. К запаянному свободному концу
182
пружины припаяны два поводка 14, охватывающие ось 12. Измене-
ние давления измеряемой среды вызывает перемещение свободного
конца пружины, которое поводками 14 передается оси 12 и вызывает
ее вращение. На оси закреплен поводок 10, несущий пластину 11.
Последняя тягой соединена с кривошипом 22, закрепленным на оси
Рис. 84. Схема замерного
дроссельного устройства с расходомером.
21, которая своим вращением через коромысло 23 вызывает движе-
ние записывающей стрелки 9.
Все устройство расходомера смонтировано в кожухе, за исклю-
чением дифманометра, закрепленного на задней крышке кожуха.
В кожухе расходомера на съемном диске установлен часовой меха-
низм, на оси которого насажен картодержатель с диаграммной
бумагой (картограммой).
Стрелки дифманометра и манометра наносят на карту, враща-
ющуюся со скоростью часовой стрелки, измеренный перепад давле-
ния в дроссельном приборе и давление перед диафрагмой.
183
Расход газа определяется по формуле
Q = СК V^AH,
(198)
где Q — расход газа в м2/суткщ
С — коэффициент расхода расходомера (указывается р пас-
порте прибора);
К — коэффициент, зависящий от конструктивных особенностей
прибора, температуры и удельного веса газа, (рассчиты-
вается для каждого замерного устройства отдельно);
р — абсолютное давление перед диафрагмой в кгс/см2;
АН — перепад давления в диафрагме в мм рт. ст.
Средние значения р и АН определяются по картограмме путем
планиметрирования.
Дроссельные устройства применяют ^акже для отдельных изме-
рений производительности компрессоров после проводимых на стан-
ции плановых ремонтов. При этом для точности измерений поль-
зуются не расходомером, а V-образным дифманометром, колена
которого присоединяют к дроссельному устройству по обе стороны
диафрагмы.
Давление перед диафрагмой измеряют таким же U-образным
манометром, одно колено которого присоединено к дроссельному
устройству, а другое сообщается с атмосферой.
Температуру измеряемой среды измеряют ртутным термометром,
установленным в специальном кармане, вваренном в трубопровод
до диафрагмы.
Потребителей сжатого газа обычно интересует не производи-
тельность компрессора, а его подача, т. е. количество газа, необхо-
димого давления и определенной температуры, которое потребитель
получает. Подача компрессора зависит от внешних, совершенно не
связанных с работой компрессора условий — от давления, темпера-
туры и влажности всасываемого газа, и не является величиной
постоянной. Поэтому заводы-изготовители гарантируют не подачу,
а производительность компрессора.
Подачу относят к определенным значениям р0 и t0, например
к нормальным физическим условиям: 101 325 н/м2 = 760 мм рт. ст.
и 0° С.
У одноступенчатого компрессора подача и производительность
связаны между собой следующим образом:
Гпод == Q. . (199)
Ро 1 нач J
§ 5. Мощность и коэффициент полезного действия
Ранее нами была определена работа, необходимая для осуще-
ствления одного цикла работы компрессора. Для того чтобы опреде-
лить, какую мощность нужно затратить для приведения компрессора
184
в действие, необходимо подсчитать секундную работу, затрачива-
емую на сжатие всего количества засасываемого компрессором
газа.
Так как действительный процесс сжатия газа в компрессоре
происходит по политропе, то мощность политропного сжатия будет
т_г
Г т-1
" -Ч'
(200)
где т — показатель политропы;
Pi и Ръ — начальное и ,конечное абсолютные давления в н/м2;
Q — производительность компрессора в м3/сек.
На коленчатый вал компрессора надо передать мощность большую,
чем подсчитанную по формуле (200), так как необходимо преодолеть
силы трения в кривошипно-шатунном механизме и затратить не-
которую мощность на привод насосов системы смазки.
Обозначив механический к. п. д. через т]мех, а мощность, потреб-
ляемую вспомогательным оборудованием, через ЛГВСП, получаем
формулу для подсчета мощности 7VB, которую надо передать на колен-
чатый вал компрессора:
7VB = ^ол + ^веп . ' (201)
Рмех
Мощность, затраченная на сжатие, определенная по формуле
(201), всегда больше мощности, потребной для осуществления изо-
термического сжатия. Поэтому для того, чтобы судить о совершенстве
компрессора, сравнивают мощность, фактически затрачиваемую на
сжатие, с необходимой мощностью при изотермическом сжатии.
Отношение N„3 к NB называют изотермическим к. п. д. компрессора:
ЛИз = -^-. (202)
На практике чаще сравнивают экономичность различных ком-
прессоров, исходя не из к. п. д., а расхода мощности на 1 jhs засо-
санного газа. Этот расход, называемый удельным расходом, опреде-
ляется из выражения [в вт/(м3/ч)]:
кг -^пол
* УД 3600Q
(203)
Сопоставление компрессоров по удельному расходу мощности
проще и удобней, но может производиться только для газов с оди-
наковыми показателями адиабаты к и при равных начальном и ко-
нечном давлениях.
Мощность электродвигателей для привода обычно выбирают
с запасом, достигающим 10—12%. Если двигатель не расположен
185
на одном валу с компрессором, учитывают также к. п. д. передачи,
равной обычно 0,95—0,98:
ДГЭЛ = (1, Ю-1,12)-^—
'(передачи
§ 6. Многоступенчатые поршневые компрессоры
В тех случаях, когда необходима высокая степень сжатия, при-
бегают к многоступенчатому сжатию, сущность которого состоит
в том, что процесс сжатия воздуха или газа разбивается на несколько
этапов или ступеней. В каждой из этих ступеней воздух или газ
Теоретическая индикаторная
Рис. 85.
диаграмма при двухступенчатом сжатии
с полным промежуточным охлаждением.
сжимается до некоторого
промежуточного давления и
перед тем, как поступать
в следующую ступень, охла-
ждается в меж ступенчатом
холодильнике. В последней
ступени воздух или газ до-
жимается до заданного да-
вления. В современных ком-
прессорах высокого давления
число ступеней сжатия до-
у стигает семи.
Преимущества многосту-
пенчатого сжатия перед одно-
ступенчатым следующие:
а) более высокий коэф-
фициент подачи;
б) выигрыш в затраченной работе;
в) ограничение температуры конца сжатия.
Рассмотрим теоретическую индикаторную диаграмму процесса
двухступенчатого сжатия с полным промежуточным охлаждением
(рис. 85).
При одноступенчатом адиабатном сжатии затраченная работа
характеризовалась бы площадью acdea, большей чем площадь изо-
термического сжатия abdea.
При двухступенчатом сжатии работа адиабатного сжатия в пер-
вой ступени будет характеризоваться площадью kidek. После сжа-
тия до промежуточного давления по адиабате di газ поступает в про-
межуточный холодильник, где охлаждается при постоянном давле-
нии до первоначальной температуры. Вследствие охлаждения газа
объем его сокращается на величину if, равную vt—v, благодаря
чему точка начала сжатия возвращается на исходную изотерму db.
Адиабатное сжатие во II ступени будет изображаться адиабатной
fl, и работа сжатия II ступени будет изображаться площадью alfka.
Таким образом, при двухступенчатом сжатии мы выигрываем работу,
равную площади Icifl, заштрихованной на диаграмме.
186
Суммарная работа сжатия в двух ступенях будет:
Г fe-i 1 fe-i
i к t Р А к л । к { Ръ\ к л
’ая = Pl^1 -Т I "Г- ) — 1 + VV-,----г I —- I — 1
ад 1 \ рх J к— 1 \р
(204)
Так как промежуточное охлаждение полное, т. е. t = tx, р v =
= р1г>1, т0
(205)
Математический анализ формулы (205) .показывает, что при
двухступенчатом адиабатном сжатии затраченная работа будет
наименьшей, если будет соблюдено равенство
Р2 = АР2. ’ (206)
Последнее равенство можно записать следующим образом:
Р _ Рг __
Pi Р
откуда
т2 = P_vP2 и т=1/'-Р^. (207)
Р1 • Р Pi г Pi v ’
Таким образом, в двухступенчатой машине для достижения мини-
мальной затраты работы необходимо, чтобы отношение давлений
по ступеням (степень сжатия) было бы одинаковым, т. е. равнялось
корню квадратному из общей степени сжатия.
Аналогично можно показать, что в многоступенчатой машине
минимальная работа будет достигнута в случае, если степень сжа-
тия во всех ступенях будет равна корню z-и степени из общего отно-
шения давлений: •
(208)
где z — число ступеней компрессора;
р2 — конечное абсолютное давление;
Рх — начальное абсолютное давление.
Температура при адиабатном сжатии находится в следующей
зависимости от степени сжатия:
fe-i
Т = Твс.г к ,
где Т — абсолютная температура газа в конце сжатия в °К;
Твс — абсолютная температура газа при всасывании в °К;
т — отношение давлений (т =ь
Р1
к — показатель адиабаты.
При высоких степенях сжатия температура газа в конце сжатия
может достигнуть недопустимой величины, вызывай ухудшение усло-
вий смазки стенок цилиндра и опасность воспламенения и взрыва
масляных отложений в цилиндрах и трубопроводах компрессора.
187
Число ступеней компрессоров средней и большей производитель-
ности выбирают таким образом, чтобы в цилиндрах компрессора' не
возникали при сжатии слишком высокие температуры, влиящие на
качество смазки.
§ 7. Особенности сжатия природных и некоторых других газов
Мы уже сталкивались с тем, что на процесс сжатия газов влияет
количество атомов в молекуле (у многоатомных газов показатель
адиабаты к меньше, чем у одно- и двухатомных), отражаясь на произ-
водительности компрессора и потребляемой им мощности. Точно
так же другие специфические свойства, присущие отдельным газам,
могут оказать влияние как на работу компрессорной машины, так
и на степень опасности ее работы для окружающих.
Такими специфическими свойствами газов, например, являются:
а) способность гореть и образовывать в смеси с воздухом взрыво-
опасные смеси (табл. 10);
Таблица 10
Пределы взрываемости некоторых природных газов
т Газ Содержание газов в воздухе, % объемн. Температура воспламенения смеси с возду- хом, °C
НИЖНИЙ предел взрываемости верхний предел взрываемости
Метан . . . 5,0 15,0 • 645
Этан .... 3,2 12,5 510
Этилен . . . 2,75 28,6 510
Пропан . . . 2,3 9,5 466
Бутан . . . 1,9 8,4 430
Сланцевый газ 6-8 30-40 700
б) коррозионное действие ряда газов (аммиак, природные газы
с большим содержанием сероводорода) на некоторые металлы;
в) ядовитость (аммиак);
г) переход из газообразного состояния в жидкое при темпера-
турах, близких к температуре окружающей среды (некоторые при-
родные газы);
д) способность взрываться при соприкосновении с некоторыми
веществами или материалами (кислород и масло);
е) повышенная способность проникновения через цеплотности
(фреон, гелий).
Эти свойства учитываются при конструировании компрессорных
машин, при выборе материалов для их изготовления и смазочных
материалов.
Горючесть, взрывоопасность и ядовитость некоторых газов
заставляют принимать специальные меры, чтобы не допускать про-
188 л
никновения газов в помещение компрессорной, а в случаях, если
вследствие неисправности или аварии машины газ все же проникает
в помещение, предотвратить возможность пожара или взрыва.
Сальники газовых компрессоров выполняются двухсекционными.
Между первой, основной, секцией и второй, называемой предсаль-
ником, предусматривается полость, отделенная как от цилиндра,
так и от помещения компрессорной станции. Из этой полости осу-
ществляется отсос просочившегося газа.
Аппаратура и освещение в помещении делаются взрывобезопас-
ными. Привод компрессора производится взрывозащищенным двига-
телем, либо двигатель выносится в помещение, изолированное от
компрессорной.
Применяются специальные коррозионностойкие материалы и
специальные виды смазки. Выпускаются также компрессоры без
смазки цилиндров (с графитовым или лабиринтным уплотнением)
и компрессоры мембранного типа с полностью герметйзированной
полостью сжатия.
При сжатии бутана, изобутана, бутилена и изобутилена, когда
в промежуточных холодильниках может происходить конденсация
газа, тщательно, отделяют конденсат до поступления газа в следу-
ющую ступень.
Глава II
КОНСТРУКЦИЯ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
§ 1. Стационарные электроприводные компрессоры
Стационарные компрессорные установки самых различных типов
и размеров применяются на химических и нефтегазоперерабатыва-
ющих заводах, на заводах, перерабатывающих пластмассы и резину,
на магистральных газопроводах.
В зависимости от производительности, конечного давления
и назначения они могут быть одно-, двух- и многоступенчатыми,
с цилиндрами простого и двойного типа, крейцкопфными и бескрейц-
копфными, с воздушным и водяным охлаждением. Оси цилиндров
компрессора могут быть расположены вертикально, горизонтально
' или под углом 30, 45 и 60° к вертикали.
Такое разнообразие конструкций вызвано, с одной стороны,
наличием в каждой из них своих преимуществ, а с другой стороны,
оно является следствием тенденции современного компрессоро-
строения уменьшать металлоемкость и увеличивать быстроходность
машин, повышая одновременно их надежность и долговечность.
Благодаря этой тенденции, например, ранее выпускавшиеся вер-
тикальные компрессоры общего назначения мощностью привода от
70 до 300 кет заменяются теперь компрессорами прямоугольного
типа (цилиндр I ступени расположен вертикально, II ступени —
189
под прямым углом к нему — горизонтально), начат выпуск компрес-
соров со встречным движением поршней и др.
Воздушный двухступенчатый компрессор 2Р-20/8 производитель-
ностью 20 м3/мин предназначен для сжатия воздуха до 8 кгс/см3.
Компрессор (рис. 86) представляет собой вертикальную поршне-
вую машину закрытого картерного типа с двумя цилиндрами двой-
ного действия, снабженными водяными рубашками.
Рис. 86. Поперечный и продольный разрезк
В промежуточном холодильнике, установленном между первой
и второй ступенями, вода охлаждает воздух после первой ступени
сжатия. Привод компрессора осуществляется от электродвигателя
посредством ременной передачи.
190
Основными частями компрессора являются:
Станина 9, отлитая из серого чугуна, жесткой коробчатой
формы с внутренними поперечными стенками, в которых расположены
вертикального компрессора 2Р-20/8.
коренные подшипники коленчатого вала. Внутренняя полость рамы
служит резервуаром для масла, смазывающего шатунно-кривошип-
ный механизм. В станине предусмотрено отверстие 10 для слива
масла.
191
Картер 8, также отлитый из чугуна, снабжен просторными
люками, обеспечивающими доступ ко всем частям, требующим
осмотра и ремонта. Люки и отверстия картера, плотно закрываются
глухими крышками 11. В крышке 23 предусмотрено отверстие для
пропуска наружу конца коленчатого вала компрессора. Внутри
картера с одной стороны имеются приливы, служащие направля-
ющими крейцкопфов. Направляющие с противоположной стороны —
съемные.
Стальной кованый коленчатый вал 25, имеющий два
колена, с насаженными на Них противовесами, служащими для
уравновешивания инерционных сил вращающихся масс кривошип-
но-шатунного механизма.
Коленчатый вал уложен на четырех подшипниках скольжения,
залитых баббитом: три из них — коренные — размещены в станине
компрессора, четвертый 26 — выносной — предназначен для раз-
грузки вала от изгибающих сил, создаваемых весом маховика и на-
тяжением ремня.
Чтобы масло, разбрызгиваемое внутри машины, попадая на вал,
не увлекалось наружу, на коленчатом валу установлено отражатель-
ное кольцо 24.
На выступающем из картера наружном конце вала насажен
чугунный шкив 22, являющийся одновременно маховиком, обеспе-
чивающим плавный ход компрессора. В осевом направлении вал
фиксируется средним подшипником.
Шатуны 7 откованы из углеродистой стали. В верхнюю
глухую головку шатуна запрессована бронзовая втулка, нижняя
головка — разрезная и стянута шатунными болтами, выточенными
из легированной стали. В разрез между крышкой и телом шатуна
устанавливается набор прокладок различной толщины. В случае
выработки вкладыши подтягиваются, при этом из набора выни-
маются прокладки необходимой толщины.
Крей ц' it о п ф ы 6 со съемными ползунами 5.
Цилиндровый блок 20 — чугунный. В нем размещены цилиндры
низкого 16 и высокого 19 давлений. Цилиндры имеют водяное охла-
ждение. На боковых поверхностях цилиндров расположены всасы-
вающие и нагнетательные клапаны. С задней стороны блока цилин-
др<5в размещены патрубки для подачи воздуха из цилиндра первой
ступени в промежуточный холодильник 1 и подвода его в цилиндр
второй ступени. В нижних крышках цилиндров имеются сальники 2,
предотвращающие утечку воздуха по штокам поршней 15 и 21.
Клапаны в гнездах цилиндров крепятся при помощи нажимных
стаканов 17 и крышек 18.
Так как каждый клацан укреплен в своем гнезде отдельно от
других, облегчается обслуживание машины и создается возможность
быстрой замены неисправного клапана. Часть клапанов снабжена
отжимными аппаратами 4, служащими для перевода компрессора на
работу вхолостую при повышении давления нагнетания. Отжимные
аппараты приводятся в действие регулятором давления 3.
192
Компрессор 2Р-20/8 имеет два независимых механизма смазки.
Цилиндры смазываются от лубрикатора, подающего к каждому
месту смазки строго определенное количество масла, контролиру-
емое через глазки на лубрикаторе. Лубрикатор приводится в дви-
жение от эксцентрика 13, посаженного на конце коленчатого вала.
Кривошипно-шатунный механизм смазывается шестеренным на-
сосом 12, подающим масло через фильтр 14 в коллектор, и оттуда
к местам смазки. К мотылевым подшипникам масло поступает из
коренных подшипников по отверстию в коленчатом валу. К напра-
вляющим и пальцам крейцкопфов смазка подается по системе свер-
лений в направлениях и дальше по сверлениям в ползунах и крейц-
копфах.
Выносной подшипник смазывается самостоятельно по принципу
кольцевой смазки. Масло заливается непосредственно в корпус
подшипника.
Компрессор 5ВП30/8, изображенный на рис. 87, относится к ком-
прессорам прямоугольного типа, у которых один цилиндр (обычно
I ступени) расположен вертикально, а второй цилиндр (обычно
II ступени) — горизонтально.
Основной отличительной особенностью компрессоров этого типа
по сравнению с вертикальными и горизонтальными машинами
является то, что оба шатуна работают от одного кривошипа, благо-
даря чему коленчатый вал компрессора имеет только одно колено.
Такая конструктивная схема позволяет сделать машину весьма
уравновешенной, т. е. передающей на фундамент небольшие нагрузки,
установить коленчатый вал на роликовые подшипники, повысить
его число оборотов. Отсюда преимущества прямоугольных компрес-
соров — высокий к. п. д., небольшие габариты, легкий фундамент
для их установки.
В компрессоре 5ВП30/8 бронзовые втулки, обычно устанавли-
ваемые в верхних головках шатуна, заменены игольчатыми подшип-
никами, ротор синхронного электродвигателя насажен непосред-
ственно на коленчатый вал, большое внимание уделено снижению
потерь давления воздуха в трубопроводах, клапанах, всасывающих
и нагнетательных патрубках.
Компрессор имеет автоматическое регулирование производитель-
ности путем включения дополнительного вредного пространства при
повышении давления в нагнетательном патрубке. Конструкцией
предусмотрена защита компрессора от чрезмерного повышения тем-
пературы и от уменьшения давления масла. При ненормальном
повышении температуры воздуха после I и II ступеней сжатия вклю-
чаются звуковой и световой сигналы. При падении давления масла
компрессор останавливается и зажигается соответствующий свето-
вой сигнал.
Для того, чтобы облегчить выпуск широкой номенклатуры'ком-
прессоров, требующихся промышленности, многие заводы унифици-
руют отдельные узлы и детали компрессоров, имеющие самую раз-
личную производительность и давление.
13 Заказ 861
193
Рис. 87. Компрессор прямоугольного типа.
При этом некоторые заводы объединяют раму, кривошипно-
шатунный механизм, масляные насосы и другие детали смазки
в отдельный узел, называемый базой.
Имея одну или несколько стандартных баз, устанавливая на
них-цилиндры с поршнями различных диаметров (обусловленными
наибольшими нагрузками и мощностями, допускаемыми для баз)
и комплектуя компрессор необходимым количеством промежуточ-
ных холодильников, можно получить группу компрессоров, име-
ющих необходимое давление нагнетания и соответствующую этому
давлению производительность.
Примером производных компрессоров может служить угловая
база 5П компрессора 5ВП30/8, имеющая следующую характери-
стику.
Привод...............................Синхронный электро-
двигатель
Ход поршня, мм........................... 220
Скорость вращения коленчатого вала, об/мин 500
Максимальная мощность, передаваемая ко-
ленчатым валом, кет .................... 180
Максимальное усилие на шток, т . . . . 5 .
Для создания на базе 5П компрессоров с давлением нагнета-
ния 2; 3,5; 8; 18 и 35 кгс/см2 завод «Борец» разработал четыре унифи-
цированных цилиндра с диаметрами поршней 470, 410, 300 и 210 мм
и пятый цилиндр со ступенчатым поршнем, имеющим диаметры
270 и 230 мм.
, Используя цилиндры различных диаметров, можно получить
следующие пять основных модификаций компрессоров общего на-
значения.
1. На базу установлены два цилиндра диаметрами 470 мм. В этом
случае получается одноступенчатый компрессор производитель-
ностью 60 м*/мин (определяется размерами цилиндров), давлением
нагнетания до 2 кгс/см2 (дальнейшее увеличение давления ограни-
чено допустимым усилием на шток и предельной мощностью, пере-
даваемой коленчатым валом).
2. На базу установлены два цилиндра диаметрами 470 и 300 мм.
При этом получается двухступенчатый компрессор производитель-
ностью 30 м2/мин и давлением нагнетания 8 кгс/см2.
3. На базу установлены два цилиндра диаметрами 410 мм. В этом
случае получается одноступенчатый компрессор производитель-
ностью 40 м2/мин и давлением нагнетания 3,5 кгс/см2.
4. На базу установлены два цилиндра диаметрами 410 и 210 мм.
Полученный двухступенчатый компрессор имеет производитель-
ность 20 м2/мин и давление нагнетания 18 кгс/см2.
5. Диаметр одного цилиндра, устанавливаемого на базу,' 410 мм,
второго (с дифференциальным поршнем) — 270/230 мм. Получен-
ный трехступенчатый компрессор имеет производительность
20 м2/мин и сжимает воздух до 35 кгс/см2.
13*
195
Этими вариантами исчерпываются все модификации компрессо-
ров низкого и среднего давлений общего назначения. Однако при
необходимости, используя эти цилиндры, можно сделать машины,
отвечающие специальным требованиям, например дожимные и цир-
куляционные, а также машины с более низкой производительностью.
Так, устанавливая на базу два цилиндра диаметрами 300 мм, можно
получить компрессор, дожимающий воздух с 8 до 16 кгс/см2 или
с 5 до 14 кгс/см2 и др.
Такому многообразию компрессоров при небольшом количестве
цилиндров способствуют простые конструктивные схемы, принятые
заводом.
Марка компрессора составлена исходя из его основных техниче-
ских данных.
Так, в марке 5ВП20/35 цифра 5 указывает максимально допу-
стимое усилие на шток в тоннах; буква В означает «воздушный»
(компрессоры для сжатия газа имеют букву Г); буква П означает,
что компрессор прямоугольного типа, числитель дроби соответствует
производительности машины, т. е. 20 м31мин, а знаменатель —
давлению нагнетания, округленному до целого числа, т. е. 35 HzcjcM2.
На рис. 88 показан пусковой компрессор К-18, предназначенный
для накачки воздуха в пусковые баллоны двигателей. Он предста-
вляет собой двухступенчатую машину с V-образным расположением
цилиндров.
Компрессор рассчитан на кратковременную непрерывную ра-
боту: при давлении 1,8 Мн/м2 (18 кгс/см2) максимально допустимое
время его работы — 20 мин.
Привод компрессора осуществляется электро- или бензиновым
двигателем, монтируемых на общей плите с компрессором, через
клиноременную передачу.
Кривошипно-шатунный механизм компрессора помещен в кар-
тере, имеющем просторный передний люк. При снятой крышке люка
открыт доступ ко всем частям компрессора, требующим ремонта.
Кривошип вала, отлитый из серого чугуна заодно с противове-
сом, плотно надет на вал и зафиксирован винтом. На мотылевую
шейку насажена стальная втулка. К свободному концу мотылевой
шейки кривошипа прикреплен центробежный регулятор, автомати-
чески разгружающий компрессор в момент запуска. Спицы шкива-
маховика выполнены в виде лопастей вентилятора, что способствует
лучшему охлаждению цилиндров и всей машины.
Шатун имеет неразъемные головки, в расточку которых запрес-
сованы бронзовые втулки. К нижней (кривошипной) головке ша-
туна приварен специальный отросток, который во время работы
компрессора разбрызгивает масло внутри картера, обеспечивая
смазку трущихся поверхностей цилиндров и кривошипно-шатун-
ного механизма.
Цилиндры I и II ступеней одинарного действия, с воздушным
охлаждением, в связи с чем наружная поверхность выполнена ре-
бристой.
196
Рис. 88. Компрессор V-образного типа.
1 — палец; 2 — втулка; з — стакан I ступени; 4 — крышка цилиндра; 5 — поршень I ступени; в — поршневое кольцо I ступени; 7 —
маслосъемное кольцо I ступени; «—цилиндр I ступени; э — кривошип; 10 — шатун; 11 — втулка большая; 12 — шарикоподшипник;
13 — вал; 14 — корпус центробежного регулятора; 15 — стакан регулятора; 16 — пружина; 17 — шпилька; 18 — шарик; 19 — запорный
клапан; 20 — стакан II ступени; 21 — крышка цилиндра II ступени; 22 — цилиндр II ступени; 23 — поршень II ступени; 24 — поршневое
кольцо II ступени; 25 — маслосъемное кольцо II ступени
Каждый цилиндр имеет всасывающий и нагнетательный кла-
паны, расположенные в крышках цилиндра.
Для автоматической разгрузки компрессора в период запуска
центробежный регулятор связан с запорным клапаном» посредством
специальной шпильки, упирающейся одним концом в крышку ста-
кана регулятора, а другим — в шарик запорного клапана. Пока
вал компрессора не достигнет рабочих оборотов, регулятор держит
запорный клапан открытым, разгружая компрессор.
Промежуточный холодильник выполнен в виде трубок, имеющих
наружную ребристую поверхность и обдуваемых снаружи воздуш-
ным потоком, создаваемым шкивом-вентилятором.
Краткая техническая характеристика .компрессора
Число ступеней сжатия................................. 2
Диаметр цилиндров, .о:
I ступени ...................................... 130
П ступени ......................................... 75
Скорость вращения, об/мин ........................... 500
Ход поршня, мм....................................... 89
Потребляемая мощность на валу компрессора, л. с. 6
Наибольшее рабочее давление, Мн/м2 .................. 1,8
Давление всасывания ........................... Атмосферное
Производительность, м3/мин ..................... 0,4
Вес агрегата (приблизительно), кг ....... 270
§ 2. Передвижные компрессоры
Передвижная компрессорная станция ЗИФ-ВКС-5 показана на
рис. 89. Ее производительность 5 м3/мин, Давление нагнетания —
7 кгс/см2.
Станция состоит из V-образного компрессора двухступенчатого
сжатия 2, промежуточного воздушного холодильника 2, воздухо-
сборника 5 и двигателя 3, смонтированных вместе со всем вспо-
могательным оборудованием на двухосной прицепной тележке 4
на шинах.
Цилиндры компрессора выполнены ребристыми и имеют воздуш-
ное охлаждение. Горячий воздух, поступающий после первой сту-
пени сжатия в промежуточный охладитель, также охлаждается
наружным воздухом, который продувается через трубки охлади-
теля четырех лопастным вентилятором, приводимым во вращение
от коленчатого вала компрессора.
Для выравнивания пульсации воздуха, поступающего из ком-
прессорных цилиндров второй ступени, станция снабжена ресивером
(воздухосборником) емкостью 0,26 Л43. Для очистки засасываемого
воздуха на всасывающем коллекторе первой ступени установлены
два фильтра.
Разрез компрессрра показан на рис. 90.
Мощная передвижная компрессорная установка УКП80 произ-
водительностью 8 м3/мин и наибольшим давлением 90 кгс/см2 пока-
зана на рис. 91.
198
Рис. 89. Общий вид передвижной компрессорной станции ЗИФ-ВКС-5.
01К-
Все ее части смонтированы на раме гусеничной тележки в сле-
дующем порядке. Спереди на раме установлен закрытый жестким
капотом силовой агрегат 9, состоящий из двигателя В2-ЗОО, вспомо-
гательных узлов, двух водяных и одного масляного радиаторов.
Под еиловым агрегатом на раме с обеих сторон тележки закреплены
два баллона сжатого воздуха 10 для аварийного запуска двигателя.
Над капотом расположены два глушителя выхлопных газов 8.
В средней части рамы тележки установлен четырехступенчатый
Рис. 90. Компрессор станции ЗИФ-ВКС-5.
а — продольный разрез; б — поперечный разрез. 1 — крышка цилиндра высокого давления;
2 — цилиндр высокого давления; 3 — поршень; 4 — коленчатый вал; 5 — картер; 6 — ша-
тун; 7 — цилиндр низкого давления; 8 — крышка цилиндра низкого давления; 9 — воздуш-
ный фильтр
компрессор 6, закрываемый металлическим капотом, со съемными
панелями (на рис. 91 не показаны). На корпусе компрессора смонти-
рованы масляный фильтр 14, лубрикатор^ щит приборов 7 и стартер
двигателя. Сверху на капоте компрессора установлены топливный 5
и масляный 4 баки двигателя. Под двигателем находятся аккумуля-
торы 12. •
Сзади на раме помещен водяной радиатор 2 компрессора с венти-
лятором и три холодильника для охлаждения воздуха после I, II
и III ступеней сжатия.
Над радиатором смонтирован расширительный бачок 3, свя-
занный водопроводом с системой водяного охлаждения и водяным
насосом 13. Под радиатором смонтирован масляный холодильник 1
с маслопроводом.
Во время работы компрессорной установки для разгрузки рес-
сор тележки под раму подводятся домкраты 11.
200
2870
Рис. 91. Общий вид передвижной компрессорной установки УКП80.
Рис. 92. Разрез компрессора КП80.
1 — водяной насос; 2 — поршень первой и третьей ступеней; з — поршень второй и четвертой ступеней; 4,9 — нагнетательные^клапа <ы
5, 10 — всасывающие клапаны; в — цилиндр второй ступени; 7 — цилиндр третьей ступени; «(—{цилиндр четвертой ступени; 11 — пор-
шень первой и четвертой ступеней; 12 — картер; 13 — рычаг включения зубчатой муфты; 14 — редуктор; 13 — маховик; 1в — рама
77 шатун; 18 — коленчатый вал; 19 *— масляный насос: 20 — шкив пппрппд рргг'гсттгяфппп
Компрессор представляет собой поршневую четырехступенчатую
машину бескрейцкопфного типа с вертикально расположенными
цилиндрами и дифференциальными поршнями одностороннего дей-
ствия. Все цилиндры имеют рубашки водяного охлаждения. Ци-
линдры первой ступени отлиты в одном блоке.
На рис. 92 изображен разрез компрессора КП80.
Воздух засасывается в компрессор из атмосферы через два воз-
душных фильтра автомобильного типа (на рисунке не показаны)
и поступает в три цилиндра первой ступени сжатия. Сжатый воздух
подается в нагнетательный коллектор и далее в холодильник I сту-
пени, охлаждаемый циркуляционной водой. Затем воздух сжи-
мается в цилиндре и охлаждается в холодильнике II ступени, то же
повторяется в цилиндре и холодильнике III ступени, и, наконец,
воздух поступает в цилиндр последней, IV ступени сжатия. Отсюда че-
рез обратный клапан он направляется в рабочую сеть. Воздушная
система компрессора оборудована предохранительными клапанами
после каждой ступени сжатия.
§ 3. Холодильные компрессоры
Если необходимо получить температуру газа ниже температуры
окружающей среды, применяют холодильные установки, в которых
рабочий процесс получения холода осуществляется при помощи
холодильных машин различного типа.
На современных нефтеперерабатывающих заводах получили рас-
пространение компрессионные холодильные установки, у которых
в качестве холодильных машин использованы поршневые компрес-
соры.
Получение холода в компрессионных холодильных установках
основано на повышении температуры газа при сжатии, благодаря
чему от него нетрудно отнять некоторое количество тепла, т. е.
охладить его. Если затем этот охлажденный газ расширить, то тем-
пёратура его уменьшится и станет значительно ниже первоначаль-
ной температуры, а газ в свою очередь может отнять тепло у источ-
ника тепла, имеющего более высокую температуру. Предположим,
например, что в цилиндре компрессора воздух, имевший температуру
+20° С, сжат от атмосферного давления до 5 кгс/см2 по манометру.
При этом его температура повысилась до 180—200° С. Пропуская
через рубашку цилиндра воду, нетрудно охладить сжатый воздух
до 60—80° С. Если теперь передвинуть поршень в прежнее положе-
ние и дать тем самым возможность воздуху расшириться, его темпе-
ратура снизится до —20 ч----30° С, т. е. будет значительно ниже
первоначальной.
Однако весовое количество воздуха, находящегося в цилиндре
компрессора обычных размеров, невелико, поэтому холодопроизво-
дительность его будет небольшой.
Для повышения эффективности процесса в холодильных уста-
новках стараются подобрать состав сжимаемого газа, а также
203
температуру и давление процесса такими, чтобы при охлаждении прои-
сходила конденсация газа (его называют холодильным агентом),
а при расширении. — парообразование. Использование в цикле
холодильного компрессора скрытой теплоты парообразования сжи-
маемого газа позволяет значительно уменьшить размеры холо-
дильной машины заданной холодопроизводительности.
В тех случаях, когда требуется низкая температура испарения
(от —30 до —40° С), применяют холодильные установки с двухсту-
пенчатым сжатием. При этом сжатый в цилиндре первой ступе-
Рис. 93. Двухступенчатый аммиачный
компрессор АГК73 (вид сверху).
ни газообразный холодильный
агент в промежуточном сосуде,
установленном между ступеня-
ми сжатия, может охлаждаться
водой или жидким холодиль-
ным агентом. В первом случае
будем иметь неполное, а во
втором случае полное промежу-
точное охлаждение. Более
выгодно делать полное охла-
ждение.
Двухступенчатые аммиач-
ные компрессоры АГК73
(рис. 93), имеющие полное про-
межуточное охлаждение, уста-
новлены на многих нефтепере-
рабатывающих заводах.
Холодопроизводител ь н о с т ь
этих машин 900 000 ккал/ч,
диаметр цилиндра первой сту-
пени 730 мм, диаметр цилиндра
второй ступени 450 мм, ход
поршня 550 мм.
Компрессор состоит из двух
горизонтальных одноцилиндро-
вых машин двойного действия 1ъЗ, соединенных общим валом. Между
этими машинами размещен электродвигатель 2, причем ротором
электродвигателя является вал компрессора. Скорость вращения
электродвигателя 167 об/мин, мощность 625 кет.
В качестве холодильного агента на установках АГК73 исполь-
зуется аммиак, имеющий следующие преимущества перед другими
холодильными агентами:
1) абсолютное давление насыщенных паров аммиака при рабочих
температурах невелико, в связи с чем холодильный компрессор может
создавать небольшое давление нагнетания;
2) большая теплота парообразования, позволяющая делать хо-
лодильную машину небольших размеров;
3) достаточно высокая критическая температура, благодаря чему
в конденсатор можно подавать относительно теплую воду;
204
4) низкая температура замерзания, позволяющая создавать тем-
пературу, необходимую для технологических нужд;
5) резкий запах, по которому можно судить о проникновении
газа через неплотности.
Недостатками аммиака являются разъедающее воздействие на
медь и ее сплавы и ядовитость (пребывание в течение 30 мин в поме-
щении, в воздухе которого содержится 0,5—1% аммиака, может
вызвать тяжелые поражения и даже смерть).
§ 4. Вакуум-компрессоры
При переработке нефти в некоторых технологических процессах,
например при очистке масел от парафина, необходим вакуум. Для
его получения на нефтеперерабатывающих заводах обычно приме-
няют вакуумные машины пор-
шневого типа. Так как эти ма-
шины нагнетают отсасываемый газ
в полость, имеющую давление
выше атмосферного, их называют
вакуум-компрессо-
рами.
Вакуумную машину можно
рассматривать как компрессор,
при помощи которого разрежен-
ный газ сжимается до атмосфер-
ного давления, а в некоторых слу-
чаях до давления, превышающего „ „
х ' Рис. 94. Зависимость между мощ-
атмосферное. Работа, необходимая H0CTbK)i потребляемой вакуум-насо-
для отсасывания газа, может быть сом, и давлением на всасывании,
подсчитана по тем же формулам,
по которым подсчитывается работа в поршневом компрессоре. Если
считать процесс отсасывания адиабатным, то работа, необходимая
для отсасывания 1 м3 газа, определяется по уравнению (в дж[м3)
к „
ад = * —1- Ро
(209)
Если вакуумная машина в начале работы отсасывает газ из
сосуда с атмосферным давлением, пока в сосуде еще не образова-
лось разрежение, то теоретическая работа отсасывания будет равна
нулю, так как р±= р0, т. е. степень сжатия равна единице. Когда
весь воздух из сосуда будет отсосан, давление в сосуде р0 = 0 и,
следовательно, работа отсасывания также будет равна нулю.
График изменения потребляемой работы между р0 = Ои р0 =
= 1 кгс! см2 показан на рис. 94.
Если требуется создать большое разрежение, то отношение
давления газа, нагнетаемого из цилиндра, к давлению газа, поступа-
ющего в цилиндр, будет большим, т. е. будет иметь место высокая
205
степень сжатия, и, следовательно, объемный коэффициент .и произ-
водительность будут низкими. 4 4
Чтобы устранить уменьшение производительности при повышен-
ной степени сжатия, в вакуумных машинах стремятся сделать
минимальным вредное пространство и применяют выравнивание
давлений.
Выравнивание давления конструктивно выполняется по-разному.
Одним из способов выравнивания давления является устройство
в~ циЛиндре перепускных каналов (рис. 95).
Когда поршень подходит к крайнему левому положению, сжа-
тый газ, находящийся во вредном пространстве, по каналам пере-
текает из левой полости цилиндра в правую. Давление в левой
Рис. 95. Цилиндр вакуум-насоса
с перепускными клапанами.
Рис. 96. Влияние перепускных кла-
панов на теоретическую индикатор-
ную диаграмму вакуум-насоса.
полости падает до давления в правой полости и во время хода поршня
вправо всасывание начнется значительно раньше, чем это было
бы при отсутствии выравнивания давления.
На рис. 96 показано влияние перепускных каналов на теорети-
ческую индикаторную диаграмму вакуумной машины.
При подходе поршня к мертвой точке давление рг сжатого газа,
находящегося во вредном пространстве, вследствие перепуска
мгновенно упадет до величины рвыр, близкой к давлению всасыва-
ния р0 (точка /), и всасывание начнется почти в самом начале обрат-
ного хода поршня (точка а). Газ, перепущенный из вредного про-
странства во вторую полость, и конце процесса всасывания несколько
повышает давление в цилиндре, благодаря чему сжатие начинается
не в точке Ъ, а в точке с. Аналогичная картина будет при обратном
ходе. Это приводит к тому, что работа сжатия машины с перепуск-
ными клапанами увеличивается по сравнению с работой машины,
у которой нет перепуска давления (пунктирная линия диаграммы),
так как работа расширения остается неиспользованной. Таким обра-
зом, увеличивается коэффициент подачи, но уменьшается к. п. д.
При эксплуатации вакуумных машин следует иметь в виду, что
вследствие низкого давления на всасывании потери во всасывающих
клапанах здесь особенно чувствительно отражаются на производи-
206
тельности. Поэтому следует особенно внимательно следить за тем,
чтобы высота подъема клапанных пластин, толщина их и нагрузка
на пластины со стороны пружин соответствовали заводским нормам.
В заключение приведем краткое описание и техническую характе-
ристику вакуум-компрессора 205ГПВ, предназначенного для сжа-
тия инертного газа от 0,015—0,035 Ми/м2 (0,15—0,35 кгс/см2) до
0,19 Мн/м2 (1,9 кзс/с.и2).
Вакуум-компрессор представляет собой одну из модификаций
прямоугольных компрессоров, созданных на ранее описанной базе 5П.
Сжатие инертного газа происходит в двух ступенях с промежу-
точным охлаждением сжимаемого газа. Цилиндры — литые чугун-
ные с охлаждающими водяными рубашками. Поршень I ступени —
стальной, сварной конструкции, II ступени — литой чугунный
дисковый.
Сальники выполнены с набивкой из самоуплотняющихся фторо-
пластовых элементов.
Система охлаждения — с открытым сливом. Охлаждающая вода
подводится последовательно к масляному и промежуточному холо-
дильникам, водяной рубашке и крышке вертикально расположен-
ного цилиндра I ступени, затем к водяной рубашке и крышке
цилиндра II ступени и оттуда к сливной воронке.
Управление вакуум-компрессором полуавтоматическое. Система
контроля и управления обеспечивает изменение основных параметров
и отключение электродвигателя при аварийных случаях с указанием
причины остановки.
Техническая характеристика вакуум«компрсссора 205ГПВ
Производительность (при условиях всасывания), м3/мин ... 70
Давление всасывания (абсолютное), Мн/м1 ................... 0,015—0,035
Давление нагнетания (абсолютное), Мн/м? ......................... 0,19
Скорость вращения, об/мин ....................................... 500
Ход поршня, .«.«.................................................. 220
Диаметры цилиндров, мм:
1 ступени . . . ........................................... 750
II ступени . ......................................... ‘ . 400
Мощность на валу компрессора, кет...........................' 88—152
Привод — от встроенного синхронного электродвигателя, выполненного в про-
дуваемом исполнении ПОД.
Глава III
КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ КОМПРЕССОРОВ
И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
§ 1. Распределительные органы
Наибольшее распространение в компрессоростроении в качестве
распределительных органов получили самодействующие пластинчатые
клапаны с запорными элементами, имеющими форму дисков, колец
или прямоугольников. В вакуумных машинах, создающих глубокий
вакуум, применяется золотниковое распределение.
207
Рассмотрим несколько типовых конструкций клапанов. У ди-
скового клапана, изображенного на рис. 97, пластина, выполненная
из легированной стали, зажата в центре между седлом и ограничите-
лем подъема и состоит из ряда концентрических колец, соединенных
радиальными перемычками. Благодаря наличию у второго от центра
кольца прорезей и уменьшенной толщине радиальных перемычек,
Рис. 97. Дисковые клапаны:
а — клапан в разобранном виде; б — клапанная пластина; в — клапан с пру-
жинными буферными пластинами
примыкающих к местам разреза, клапанная пластина может упруго
перемещаться вверх и вниз на величину подъема клапана. Чтобы
смягчить удары пластины об ограничитель, между ними устанавли-
вают несколько буферных пластин, а в ограничителе располагают
три-четыре местные цилиндрические пружины.
На рис. 98 показан клапан кольцевого типа, в котором две коль-
цевые пластины 4 прижимаются шестью цилиндрическими пружи-
нами 1 к седлу 5. Пружины располагаются в специальных гнездах,
предусмотренных в ограничителе подъема 2. Штифты 9 предназна-
чены для направления движения пластин. При помощи дистанцион-
ной шайбы 10 можно менять высоту подъема пластин.
На рис. 99 показаны три состояния клапана с прямоугольными
запорными элементами, прижимаемыми к седлу ленточными
208
Рис. 98. Клапаны кольцевого типа.
а — всасывающий клапан I и II ступеней; б — нагнетатель-
ный клапан I и II ступеней. 1 — ограничитель подъейа; 2 —
пружина; 3 — направляющая пружины; 4 — пластина;
5 — седло клапана; в — шплинт; 7 — гайка; 8 — стяжная
шпилька; 9 — штифт; 10 — дистанционная шайба
14 Заказ 861
пружинами: I — клапан закрыт; II — клапан открывается; III —
клапан полностью открыт.
Роль ленточной . пружины может выполнить сама пла-
стина.
На рис. 100 показана схема прямоточного клапана, основным
отличием которого от клапанов других типов является то, что кла-
панные пластины в нем располагаются параллельно, а не перпенди-
кулярно потоку газа. Это позволяет
достигнуть больших проходных сече-
ний и снизить потерю давления в кла-
пане.
Рис. 100. Прямоточный кла-
пан.
§ 2. Смазка и смазочные устройства
Основная задача смазки — умень-
шение износа трущихся поверхностей
и снижение расхода энергии на тре-
ние. Помимо этого смазка охлаждает
трущиеся поверхности и значительно
повышает уплотняющую способность
поршневых колец и сальников.
В компрессорах, как правило, существуют две системы смазки —
система смазки цилиндров и система смазки кривошипно-шатунного
механизма.
В зависимости от устройства и назначения компрессора в этих
системах может употребляться масло разных или одинаковых марок.
Чаще всего для смазки цилиндров компрессоров применяют компрес-
сорные масла марок 12 и 19 по ГОСТ 1861—54.
Для азотных, водородных и азотоводородных компрессоров,
ввиду инертности сжимаемого в них газа, и отсутствия опасности
образования нагара, применяют для смазки цилиндров масло ци-
линдровое легкое 24 ГОСТ 1841—51, масла авиационные МС-20
и МК-22 ГОСТ 1013—49 и цилиндровое тяжелое 32 ГОСТ 6411—52 —
в зависимости от температуры и конечного давления газа.
Для кислородных компрессоров смазкой служит смесь дистилли-
рованной воды с 6—10% технического глицерина, добавляемого
для улучшения смазочных свойств воды. Минеральные масла .при
соприкосновении со сжатым и нагретым кислородом вступают с ним
в реакцию, сопровождающуюся взрывом и, следовательно, для смазки
цилиндров применяться не могут.
Этиленовые компрессоры смазывают дистиллированным глице-
рином ГОСТ 6824—54 или медицинским вазелиновым маслом
ГОСТ 3164-52.
Кривошипно-шатунный механизм компрессоров малой мощности
смазывается цилиндровым маслом или индустриальными маслами .
марок 30, 45 и 50 по ГОСТ 1707—51, а кривошипно-шатунный меха-
низм компрессоров большой и в некоторых случаях средней
мощности — авиационными маслами марок МС-20 и МК-22 по
ГОСТ 1013-49.
210
Рис. 101. Разрез насосного
элемента лубрикатора золот-
никового типа.
Расход масла для смазки цилиндров строго регламентируют,
' особенно у воздушных компрессоров, где излишняя смазка приводит
к нагарообразованию и может явиться причиной взрыва компрессор-
ной установки.
Смазка цилиндров может производиться одним из следующих
«способов:
а) разбрызгиванием (в компрессорах бескрейцкопфного типа).
Масло, находящееся в картере, разбрызгивается шатунами и оса-
ждается на зеркале цилиндра. Изли-
шек его снимается маслослизывающи-
ми кольцами поршня. Недостаток —
трудность регулировки расхода масла;
б) вводом распыленного масла в по-
ток всасываемого газа (чаще в ком-
прессорах бескрейцкопфного типа).
При этом способе масло попадает на
зеркало цилиндра лишь частично, тес-
ный контакт его с газом, имеющим
высокую температуру, снижает каче-
ство масла. Это делает такую систему
смазки несовершенной;
в) под давлением от многоплунжер-
ных насосов — лубрикаторов. Этот спо-
соб наиболее совершенный. Он обес-
печивает подвод к каждой смазывае-
мой точке строго определенного коли-
чества масла.
Лубрикаторы, применяемые для
смазки компрессоров, выполняются
золотникового и клапанного типов.
Оба эти типа имеют индивидуальную
регулировку подачи масла каждым
элементом и каплеуказатель, позво-
ляющий контролировать ее величину.
В лубрикаторе золотникового ти-
па (рис. 101) насосные элементы 2
(их может быть четыре или шесть) расположены вокруг вертикаль-
ного вала, на который насажены два профилированных диска.
Верхний из них 7 приводит в действие плунжер 4 насосов, а ниж-
ний 6 передвигает золотники 5. Диски профилированы таким обра-
зом, что за один оборот диска каждый из плунжеров, расположенных
вокруг него, совершают два двойных хода, а золотники за один
оборот диска 6 делают один двойной ход. Масло, засасываемое плун-
жером 4 из резервуара, золотником 5 распределяется за один ход
плунжера в основной трубопровод 1, за второй — в контроль-
ный 3.
Каждый насосный элемент может подавать за один ход плунжера
до 0,12 см3 масла. Подача регулируется вращением винта 8.
14* 211
Четырехсекционные лубрикаторы имеют резервуар емкостью
2 л, шестисекционные — емкостью 3 л.
В лубрикаторе клапанного типа (рис. 102) насосные элементы,
расположенные в ряд, получают движение от общего коленчатого
вала. Каждый насосный элемент (их число достигает 12) имеет два
плунжера. Плунжер 2 подает масло в каплеуказатель 1, а плунжер 5
подает это же масло из каплеуказателя в цилиндр. При помощи
Рис. 102. Лубрикатор клапанного типа на давление 5оЛ/и '/;2.
выведенной наружу регулировочной головки 3 с выдвижным стерж-
нем 4 можно, изменяя величину хода плунжера 2, увеличивать или
уменьшать подачу масла насосным элементом.
Лубрикаторы имеют обычно вращательный привод от коренного
вала через червячный редуктор. В старых конструкциях встре-
чается и качательный привод. Для подачи масла вручную перед
пуском компрессора лубрикаторы имеют рукоятку.
Для механизмов движения компрессоров (коренных и мотылевых
подшипников, пальцев крейцкопфа и направлений) обычно пред-
усматривается циркуляционная смазка под давлением от шестерен-
ного насоса, который забирает масло через приемную сетку из
внутренней полости рамы и подает его под давлением через фильтр
и масляный охладитель к смазываемым поверхностям.
212
§ 3. Сальники
Сальники, устанавливаемые в цилиндрах компрессора, имеют-
обычно металлическую набивку. Сальники с мягкой набивкой из
просаленного и прографиченного асбестового шнура квадратного-
или круглого сечения иногда применяются в воздушных компрессо-
рах с давлением нагнетания, не превышающего 8 кгс/см2.
Рис. 103. Сальник с плоскими чугунными уплотня-
ющими кольцами.
На рис. 103 изображен сальник, имеющий металлическую самоуп-
лотняющуюся набивку с плоскими чугунными уплотняющими элемен-
тами. Эти сальники состоят из нескольких камер с притертыми
друг к другу торцами, в каждой из которых расположены два
уплотняющих кольца. Уплотняющие кольца 1, разрезанные ради-
ально на три части, расположены в камерах первыми, считая от по-
лости цилиндров. Они не устраняют прохода газа в камеру, а слу-
жат главным образом для того, чтобы перекрыть торцевые зазоры
уплотняющих колец 2, также разрезанных на три части, но не ра-
диально, а как показано на рисунке. Зазор в радиальных разрезах
уплотняющих колец допускает сдвиг их частей, компенсирующий
износ уплотняющей поверхности. Чтобы перекрытие стыков колец
213-
Рис. 104. Сальник типа Кранц
было обеспечено, взаимное расположение уплотняющих колец
фиксировано штифтом. Каждое из колец охватывается по окруж-
ности цилиндрической витой пружиной 3, создающей предваритель-
ное уплотнение между элементами сальника и штоком. Основное
усилие, прижимающее уплотнительные кольца к штоку, создается
в результате разности давлений газа в камере и в слое масла в за-
зоре между кольцами и штоком. Смазка к сальнику подводится под
давлением от масляного насоса высокого давления (лубрикатора)
через сверления во фланце и камерах. В камерах, помимо уплотня-
ющих колец, иногда размещают еще одно или два дроссельных
кольца 4, затрудняющих проход газа из камеры в камеру и способ-
ствующих лучшему удер-
жанию масла в полости
сальника.
При сжатии взрыво-
опасных или вредных га-
зов нельзя допускать их
проникновение в помеще-
ние компрессорной стан-
ции. Поэтому при сжатии
таких газов к сальнику
добавляется предсаль-
ник 5. Газ, просочивший-
ся через сальник, отво-
дят из камеры, образу-
ющейся между сальником
и предсальником, во вса-
сывающий трубопровод
или выводят из помещения
компрессорной станции,
с металлической самоуплот-
няющейся набивкой являются сальники типа Кранц (рис. 104)
с уплотняющими элементами 3 трапециевидного сечения, которые
выполняются из мягкого антифрикционного сплава, и с гидравличе-
ским затвором. Гидравлический затвор осуществляется подачей
масла от лубрикатора в кольцевые камеры 1 сальника.
Особенностью сальника типа- Кранц является равномерная
нагрузка на все уплотняющие кольца, обеспеченная заранее рассчи-
танным натяжением пружин 2. При износе уплотняющих колец 3
сила прижатия их к штоку не уменьшается, а остается неизменной,
будучи обусловлена Щажатием пружин.
§ 4. Фильтры, масловлагоотделители и газосборники
Прежде чем попасть во всасывающий трубопровод компрессорной
установки, сжимаемые воздух или газ должен быть очищен, от пыли
и загрязнений. В зависимости от производительности компрессорной
установки размеры и конструкция устройств по очистке воздуха
и газа могут быть весьма разнообразны.
214 .
сальников
На рис. 105 показан висциновый воздушный фильтр с кольцами
Рашита, получивший большое распространение для очистки воздуха
от пыли в компрессорах средней производительности. В этом фильтре
между двумя сетками насыпаны железные, медные или фарфоровые
кольца диаметром 10—12 мм и такой же высоты. Кольца смазаны
висциновым или каким-либо иным вязким невысыхающим маслом
или глицерином. При прохождении воздуха через слой колец пыль
прилипает к ним. При толщине фильтрующего слоя 75—80 мм на
1 м^мин фильтруемого воздуха требуется поверхность 0,015 jh2.
При этом падение давления в фильтре составляет 8—10 мм рт. ст.
Висциновый фильтр улавливает до 80—90% пыли.
Рис. 105. Воздушный фильтр с кольцами Рашига.
Вертикальный масляный пылеуловитель, показанный на рис. 106,
является частью установки по очистке газа, поступающего из маги-
стрального газопровода в компрессорный цех.
Он имеет следующую техническую характеристику:
Диаметр внутренний, мм . ............................ 2400
Объем, .и3 ........................................ 36
Вес, кг .............................................. 34 760
Максимальное рабочее давление, кгс/см2 ................ 55
Пропускная способность, м3)ч .......................... 150 000
Пылеуловитель, устанавливаемый на опорах 12, состоит из трех
секций: нижней промывочной 11, средней осадочной 2 и верхней
отбойной 5. '
Газ поступает в пылеуловитель через входной, патрубок 1, ударя-
ясь в перегородку 14. В результате удара и уменьшения скорости
крупные частицы грязи, окалина и влага, содержащиеся в газе,
под действием силы тяжести падают в масло, находящееся в нижней
части корпуса пылеуловителя. Выше газового патрубка расположена
трубная решетка 9, в которой закреплены болтами 15 открытые
с двух сторон трубки 4. Газ из нижней части пылеуловителя посту-
пает в трубки 4, захватывая частицы масла и перемешиваясь с ними.
215
При этом масло смачивает и улавливает мелкие частицы пыли,
находящиеся в газе. В средней осадочной части пылеуловителя
скорость газа резко уменьшается и большая часть масляных капель
выпадает из газа на поверхность решетки 9 и по дренажным труб-
кам 8 стекает в нижнюю часть пылеуловителя. Газ, содержащий
масляный туман, попадает в лабиринт скрубберной насадки 7,
Рис. 106. Масляный пылеуловитель диаметром 2400 л.и на рабо-
чее давление 5,4 Мн/м2 (54 пПсм-}.
где масляный туман отделяется от газа, и по дренажным трубкам 8
масло стекает вниз. Очищенный газ выходит из пылеуловителя
через патрубок 6. Пробка 13 предназначена для слива масла, люк 3—
для осмотра и очистки корпуса 10.
Отработавшее масло пылеуловителей подается в отстойники и
после отстоя через аккумулятор вновь возвращается в пылеуло-
витель.
Для очистки сжатого газа или воздуха от влаги и масла после
компрессора или после конечного холодильника (если таковой'
:216
имеется) устанавливают масловлагоотделители. Действие масловлаго-
отделителей основано на инерции потока: при резком повороте
струи газа находящиеся в нем частицы масла или влаги, имеющие
значительно большую плотность, не успевают изменить направление
и осаждаются на стенках масловлагоотделителя.
На рис. 107 показаны различные конструктивные схемы масло-
влагоотделителей.
Для достаточной очистки газа скорость его в корпусе масловлаго-
отделителей не должна превышать 0,3—0,5 м)сек. Объем масловлаго-
отделителя выбирают в 2—3 раза больше объема цилиндра послед-
ней ступени. ,
Рис. 107. Схемы устройства масловлагоотделителей.
а — со спиральным восходом; б — с резким поворотом струи: в — с по-
перечной перегородкой; г — с волнистыми элементами
, Для уменьшения колебания давления газа в результате неравно-
мерности его подачи компрессором и непостоянства его потребления
после компрессоров устанавливают газосборники. Обычно они имеют
цилиндрическую форму и изготавливаются клепаными или свар-
ными из стальных листов. Размеры газосборников принимаются
в зависимости от конечного давления, конструкции компрессора и
системы регулирования. Для конечного давления 8 KZcjcM2 для ста-
ционарных компрессоров двойного действия, не имеющих регули-
рования, можно рекомендовать следующие объемы газосборников:
Производительность компрессора, № / мин 3 6 20 50 100
Объем газосборника, -ч3 . . . 1,6 2 3,2 6,3 10
§ 5. Холодильники
Холодильники устанавливаются либо между ступенями сжатия,
либо на выходе из компрессора. При установке межступенчатых
холодильников уменьшается работа, затрачиваемая на сжатие,
217
снижается температура газа в конце сжатия. Охлаждение сжатого
газа позволяет в значительной мере освободить его от влаги
и масла.
Вход воды
Спуск
уха
Дм
I предохрани-
тельного
клапана
воды
то
вход
воздуха.
ВхоВ_
боды
Выход
воздуха
Рис. 108. Батарейный холодильник.
1 — трубка манометра; 2 — трехходовой кран; 3 -*
манометр; 4, — верхний водяной коллектор; 5 — трубки
охлаждающей батареи; в — корпус холодильника; 7 —
нижний ..водяной коллектор
9 918x6
В стационарных установках тепло от газа в холодильниках отни-
мает вода. В передвижных установках применяются холодильники
с воздушным охлаждением.
Наибольшее распространение в компрессорных установках полу-
чили батарейные или кожухо-трубчатые холодильники. Наряду
218
с ними можно встретить змеевиковые и радиаторные холодильники,
а также холодильники типа труба в трубе.
В холодильниках всех типов, кроме змеевиковых, для лучшей
теплоотдачи поверхность соприкосновения холодильника с газовым
потоком может быть снабжена продольными или поперечными
ребрами.
Батарейные холодильники (рис. 108), применяемые до давления
3,0—3,5 Mh/m2, (30—35 кгс/см2), состоят из пучка труб небольшого
диаметра, развальцованных в двух трубных дисках и помещенных
в общий корпус. По трубкам обычно пропускается вода, а газ омы-
вает трубки снаружи. Для получения более высокого коэффициента
Рис. 109. Схемы перегородок со срезанным
сегментом (а) по системе «кольцо — диск» (б).
теплоотдачи внутри корпуса предусмотрены поперечные перего-
родки, которые заставляют газ, протекающий внутри корпуса,
неоднократно пересекать в поперечном направлении пучок трубок
батареи холодильника. Чтобы газ проходил из одного отсека в дру-
гой, перегородки либо срезаны попеременно с противоположных
сторон (рис. 109, а), либо выполнены по схеме «кольцо — диск»
(рис. 109, б). Вследствие наличия перегородок в верхней и нижней
головках холодильника батарея разбивается на отдельные секции,
по которым вода проходит через холодильник, два или четыре раза
меняя направление движения.
Пробка или кран, предусмотренные в нижней части холодиль-
ника, позволяют производить продувку конденсата, скаплива-
ющегося во время работы.
Встречаются батарейные холодильники, рассчитанные на давле-
ние, превышающее 0,5—0,8 Мн/м* (5—8 кгс/с№), в которых газ
пропускают по трубкам, а воду внутри корпуса.
Батарейные холодильники могут быть как вертикального, так
и горизонтального типов.
Батарейные холодильники с гладкими трубками просты по кон-
струкции, но громоздки, так как имеют небольшой тёплосъем
219
с каждого квадратного метра. Чтобы сделать их компактными, глад-
кие трубки заменяют ребристыми. Внешний вцд трубки холодильника
ео спирально навитой тонкой латунной лентой, припаянной к трубке
оловом, показан на рис. 110.
Для более высоких давлений чаще применяют змеевиковые холо-
дильники, а также холодильники типа «труба в трубе».
Конструкция змеевикового холодильника проста: он состоит из
спирально навитой трубки — змеевика, опущенного в бак с водой.
Рис. ПО. Трубка холодильника со спирально навитой лентой.
Конструкция холодильника типа «труба в трубе» ясна из рис. 111.
В этих холодильниках газ, протекающий по трубе меньшего диа-
метра, охлаждается водой, движущейся во встречном направлении
по трубе большего диаметра, надетой на первую трубу.
§ 6. Предохранительные клапаны
Для предупреждения повышения давления в какой-либо .из сту-
пеней сжатия сверх допустимого и возможной аварии компрессорной
установки, на всех промежуточных холодильниках и на газосборнике
устанавливают предохранительные клапаны. При этом для установки
выбирают такое место, где пульсация давления минимальна.
Предохранительные клапаны могут быть открытого или закры-
того типа. Первые — только для воздушных компрессоров.
В клапанах закрытого типа нагнетательный штуцер соединяют
со всасывающим трубопроводом, куда газ возвращается при сраба-
тывании клапана.
Предохранительные клапаны могут быть пружинными и грузо-
выми. Первые более компактны.
Наиболее простыми являются клапаны тарельчатого типа, у ко-
торых выходное отверстие перекрывается тарелкой, прижимаемой
к седлу грузом или пружиной. Основным недостатком такого клапана
является малая пропускная способность. При повышении давления
сверх допустимого тарелка приподнимается над седлом на очень
220
малую величину, равную приблизительно 0,1 диаметра проходного
сечения. Поэтому для прохождения необходимого количества газа
проходное сечение должно быть большим, что в свою очередь тре-
бует наличия большого груза или мощной пружины. Это делает
Рис. 112. Высокоподъемный предохра-
нительный клапан закрытого типа.
предохранительный клапан та-
кого типа громоздким.
В современных высоКо-
подъемных предохранительных
клапанах запорные органы вы-
полнены таким образом, что
с началом открытия давление
выходящего газа действует на
большую площадь, способ-
ствуя перемещению клапана
в крайнее верхнее положение.
В некоторых конструкциях
клапанов осуществляют регу-
лировку поворота струи газа,
выходящего из клапана.
Разрез такого клапана по-
.казан на рис. 112, где измене-
ние угла поворота струи га-
за достигается перемещением
гаек 1 и 2.
Высоту подъема запорного
органа предохранительного
клапана этого типа выбирают
таким образом, чтобы полно-
стью было использовано его
проходное сечение. Для' этого
стремятся проходное сечение
между седлом и клапаном
(сечение щели) сделать равным
проходному сечению в седле Fc,
т. е. соблюсти равенство
F — F
L щ х с*
Так как
/’щ = л^Л, a Fz = ^-,
Щ Д
то получим
откуда
Л = 0,25й.
Учитывая, что между клапаном и седлом потери больше, чем
в самом седле, это соотношение несколько увеличивают^ и принимают
h 0,4d.
222
Давление, при котором закрывается клапан, зависит от его кон-
структивных особенностей и в некоторых конструкциях поддается
регулировке. Этому давлению часто не уделяют достаточного вни-
мания, а между тем его чрезмерное понижение не только приводит
к бесполезной потере энергии, но и может явиться причиной ухуд-
шения работы механизмов и нарушения технологического,процесса.
§ 7. Рекомендуемые материалы для изготовления сменных деталей
Сменные детали должны изготавливаться по чертежам завода-
изготовителя и из рекомендованных им материалов.
Для перечисленных ниже деталей следует применять следующие
материалы.
Кольцевые клапанные пластины
Полосовые клапанные пластины
Пружины кольцевых клапанов при
диаметре проволоки: ,
менее 1,5 мм . ...............
более 1,5 мм . . ..........
Поршневые пальцы ..............
Втулки верхней головки шатуна .
Шатунные болты ................
Поршневые кольца ..............
Уплотняющие кольца сальника
Вкладыши коренных и мотыдевых
подшипников ...................
Уплотнение поршня кислородных
компрессоров . .'..............
Цилиндры кислородных компрессо-
ров ..........................
Смейные втулки.................
Стали ЗОХГСА и 3X13, обработанные до
твердости HRC 46—52
Термообработанная пружинная лента из стали-
Х15Н9Ю, 70С2ХА, У8А и У10А
Пружинная проволока
Сталь 50ХФА (HRC 43—47), сталь 65С2ВА
(HRC 52—56)
Сталь 40ХА, сталь 45 с закалкой на ТВЧ
до HRC 50—56, сталь 20, 15ХА и 15ХНА
с цементацией и закалкой до HRC 55—62
Бронза ОЦС 5-5-5 или ОФ 10-1
Сталь 38ХА, 40Х, 40ХН, 20ХНЗА
Перлитный чугун твердостью НВ 190—241
Серый чугун СЧ 21-40 твердостью НВ
170—229
Баббит Б-16 и Б-83
Фибра или кожа
Чугун
Нержавеющая сталь или алюминиевая бронза
В последнее время все большее применение в деталях компрессо-
ров находят неметаллические материалы.
Для температур, не превышающих 120° С, клапанные пластины
(удвоенной толщины) делают из стеклопластика, текстолита, нейлона;
поршневые кольца — из гетинакса и текстолита; уплотнения саль-
ников — из фторопласта и капролактама (полиамидной смолы
П-68).
223
Глава IV
ОСНОВНЫЕ ПРАВИЛА ЭКСПЛУАТАЦИИ
ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
§ 1. Пуск в ход, остановка, регулирование, уход
Прежде чем пустить компрессор в ход после перерыва в работе,
не связанного с ремонтом машины, следует проверить, готов ли он
к пуску.
Для этого в первую очередь следует убедиться в наличии доста-
точного количества масла в каждой из систем смазки компрессора.
Уровень масла в лубрикаторе должен располагаться в верхней части
стекла маслоуказателя, уровень масла в раме или картере машины
должен находиться у верхней риски стержня маслоуказателя.
Затем, прокачивая лубрикатор, проверяют через контрольные окна
поступление масла к каждой смазываемой точке. После этого откры-
вают продувочные вентили холодильников, проверяют, поставлены
ли на место все ограждения и крышки, и пускают охлаждающую
воду.
На этом заканчивается подготовка воздушного компрессора
к пуску.
Вентили холодильника при пуске компрессора открывают,
исходя из следующих соображений: если в каком-либо холодильнике
повреждена трубка или прокладка, т. е. если нарушена герметич-
ность между водяной и воздушной полостями, то во время работы
компрессора вода в цилиндры поступать не будет, вследствие более
высокого давления воздуха по сравнению с давлением в водяной
полости. Наоборот, воздух будет попадать в водяную полость. При
остановленном компрессоре вода может попасть в воздушное про-
странство холодильника. Если пустить компрессор при закрытых
продувочных вентилях, вода будет увлечена в цилиндр следующей
за Холодильником ступени, а это может послужить причиной аварии
компрессора.
Пуск компрессора в работу начинают с проверки, включён-ли
компрессор в холостую линию. Затем, убедившись, что это не опасно
для окружающих, пускают электродвигатель.
После пуска компрессора проверяют работу механизмов смазки
(по контрольйым окнам лубрикатора и по показаниям манометра)
закрывают продувочные вентили холодильников, предварительно
убедившись проверкой на слух, что через них выходит сухой воздух,
и, соединив компрессор с рабочей линией, проверяют показания
манометров, указывающих распределение давлений по ступеням
сжатия.
На этом пуск компрессора заканчивается, но для того, чтобы
быть уверенным в его нормальной работе, прослушивают работу
компрессора (отдельно стороны низкого и высокого давления) для
проверки отсутствия ненормальных стуков и шумов.
224
Для того чтобы остановить компрессор, спускают давление
воздуха, открывают продувочные вентили и останавливают электро-
двигатель. Затем общим вентилем выключают воду, открывают
люки рамы и осматривают, не греются ли параллели и подшипники.
Если компрессор останавливается на продолжительное время,
продувочные вентили должны быть оставлены открытыми, цилиндры
и движущиеся части обильно смазаны.
При необходимости срочной остановки компрессора прежде всего
надо остановить электродвигатель, после чего провести остальные
операции в том же порядке, как при обычной остановке.
Отдельные узлы и устройства компрессора регулируются в период
его обкатки и наладки.
Регулировке подлежат:
а) линейная величина вредного пространства цилиндра. Она
должна быть не менее 1,5 мм и в цилиндрах двойного действия со
стороны шатуна быть на 0,3—0,5 мм меньшим, чем с противоположной
стороны;
б) количество масла, подаваемого лубрикатором. Лубрикатор
должен подавать масло в таком количестве, чтобы на стенках цилинд-
ров и на поршнях образовывалась тонкая пленка масла. Недостаточная
смазка увеличивает износ зеркала цилиндров и поршневых колец.
Излишняя смазка способствует увеличению отложений нагара
в клапанах, трубопроводах, холодильниках и на поршне, что может
привести к ухудшению работы компрессора, к авариям и взрывам.
Страсбургский конгресс по маслам рекомендовал следующую
норму смазки: 1 г на 400 м2 смазываемой поверхности для горизон-
тальных компрессоров и 1 г на 500 м2 смазываемой поверхности
для вертикальных компрессоров.
Для воздушных компрессоров высокого давления и газовых
компрессоров рекомендуются более высокие нормы расхода масла:
1 г на 200 м2 смазываемой поверхности и 3 г на 100 jk2 для штоков
и сальников;
в) давление масла в циркуляционной системе смазки. Обычно
оно должно находиться в пределах 1,5—3,0 кгс/см2;
г) в некоторых конструкциях компрессоров может, в случае
необходимости, вручную регулироваться производительность ком-
прессора и распределение давления по ступеням.
Уход за компрессором во время работы включает следующее:
наблюдение за работой лубрикатора, за показаниями приборов,
измеряющих давление и температуру воздуха (газа), давление масла
и расход электроэнергии; добавление масла в системы смазки;
наблюдение за температурой охлаждающей воды; продувка холодиль-
ников от скопившихся в них масла и сконденсировавшейся влаги;
очистка масляных фильтров; проверка работы предохранительных
клапанов; проверка плотности соединений; затяжка болтов; наблю-
дение за состоянием фундамента; поддержка в чистоте как самой
машины, так и помещения, в котором она установлена.
15 Заказ 861
225
§ 2. Неполадки и их устранение
Остановимся на некоторых неполадках в работе компрессора.
Они могут быть следующими:
1. Неисправности в системе смазки кривошипно-шатунного ме-
ханизма :
а) внезапное падение давления масла. Оно может быть вызвано
разрывом одной из труб маслопровода, поломкой перепускного
клапана масляного насоса, очень низким уровнем масла в раме
(насос начал засасывать воздух), поломкой масляного насоса или
его привода, поломкой манометра. Необходимо немедленно остано-
вить компрессор, найти и устранить неисправность;
б) постепенно уменьшающееся давление масла. Причинами могут
быть износ подшипников (при этом у компрессора обычно появляется
стук), неплотности в соединениях трубопроводов масляной коммуни-
кации, засорение приемной сетки масляного насоса, перегрев масла.
Причина устраняется при первой же остановке компрессора;
в) рост температуры масла, выходящего из рамы компрессора.
Возможные причины — недостаточное охлаждение масла вследствие
загрязнения масляного охладителя, применение недоброкачествен-
ного или загрязненного масла, а также масла неподходящих марок;
неисправности в механизмах компрессора. Если рост температуры
масла прекратился и давление его не упало ниже 1 кгс/см2, причины
перегрева масла могут быть устранены при очередной остановке
компрессора.
2. Неисправности в системе смазки цилиндровой группы:
а) образование нагара. Причинами могут быть засасывание в ци-
линдры пыльного воздуха, ненормально высокая температура газа
в конце сжатия, некондиционное масло. Удалять нагар лучше всего ме-
ханическим путем, при необходимости размягчая его дихлорэтаном;
б) неисправности обратных клапанов маслопроводов (характер-
ный признак — нагрев трубок на участке, прилегающем к обратному
клапану). Исправляются притиркой шарика или иглы, а при необ-
ходимости проточкой седла;
в) неисправность лубрикатора. Ремонт его требует от сборщика
высокой квалификации.
3. Неисправности в системе охлаждения:
а) плохая работа холодильника при подаче достаточного коли-
чества воды. Причина — образование накипи и масляных отложений
на трубках холодильника. Очистку производят либо механическим
(металлическими щетками, скребками и др.), либо химическим
путем. Масляные отложения счищаются дихлорэтаном. Накипь —
раствором едкого натра (20° Боме) в течение 6—8 ч или 10%-ным
раствором соляной кислоты в течение 1 ч с последующей промывкой
сильной струей воды;
б) неплотности в системе охлаждения. Вызываются нарушением
плотности соединений или поломкой трубок, а также неисправностью
прокладок и должны устраняться немедленно.
226
4. Неправильное распределение давления по ступеням сжа-
тия:
а) повышение давления в какой-либо из ступеней сжатия (кроме
конечной) свыше нормального. Вызывается главным образом неис-
правностью клапанов, в первую очередь всасывающих, на следующей
высшей ступени сжатия. Повышение давления происходит потому,
что уменьшается производительность той ступени, где клапаны
неисправны, т. е. низшая ступень подает больше воздуха, чем заса-
сывает следующая ступень. Необходимо немедленно остановить
компрессор и заменить неисправный клапан;
б) уменьшение против нормального давления нагнетания какой-
либо ступени сжатия. Также вызывается чаще всего неисправностью
клапанов, но не в следующей, а в данной ступени сжатия. Оно также
недопустимо и подлежит немедленному устранению.
Неправильное распределение давления по ступеням может быть
вызвано также неисправностью поршневых колец и сильными про-
пусками через сальники и клапанные крышки.
5. Ненормальное повышение температуры воздуха в какой-либо
из ступеней сжатия может быть следствием неправильного распреде-
ления давления по ступеням или недостаточного охлаждения в холо-
дильнике предыдущей ступени. В первом случае при увеличении
температуры конца сжатия в какой-либо ступени наблюдается
уменьшение температуры в конце сжатия в соседней ступени.
6. Пропуск сальника, имеющего металлическую набивку:
а) сработка уплотняющих колец до отсутствия зазоров в их
стыках, вследствие чего не может быть обеспечено плотное прилега-
ние колец к штоку;
б) поломка или соскакивание пружин, прижимающих секции
сальника одну к другой;
в) выработка штока или появление на его поверхности рисок,
царапин и прочих повреждений.
7. Стук в компрессоре может быть резким или глухим. Резкий
стук обычно вызывается попаданием между поршнем и одной из
крышек цилиндра посторонних тел (например, куска поломавшейся
клапанной пластины), непосредственным ударом поршня о крышку
вследствие недостаточного вредного пространства, скоплением в ци-
линдре смазки или попаданием влаги, ослаблением соединения штока
с поршнем или с ползуном, слишком большой выработкой ползунов
или параллелей, разработкой подшипника ползуна, износом пальца,
ослаблением клина подшипника, разработкой конических гнезд
ползуна, сработкой конусов пальцев, ослаблением крепления клапа-
нов в гнездах цилиндров, неправильной посадкой маховика на вал.
Глухой стук происходит вследствие ослабления затяжки кривошип-
ных и коренных подшипников или выработкой их и шеек вала.
Прежде чем регулировать зазоры в выработанном подшипнике,
надо проверить цилиндричность шеек вала. Если эллиптичность
превышает 0,05 juju, единственным средством устранения стука
является обточка шеек вала и заливка подшипников.
15*
227
8. Нагревание подшипников: если нагревается подшипник, ра-
ботавший нормально длительное время, то причиной нагрева, ве-
роятно, является неисправность смазки или попадание в подшипник
грязи и твердых частиц. Если же подшипник начал греться после
ремонта, то причиной является его неправильная регулировка
(мал зазор) или перетяжка.
Устранение неполадок в работе компрессора ведется путем замены,
ремонта или очистки плохо работающих узлов и деталей. Они либо
вызывают немедленную остановку компрессора, либо устраняются
при очередных его остановках.
§ 3. Техника безопасности
При эксплуатации компрессорных установок необходимо строго
соблюдать инструкцию завода-изготовителя и общие правила тех-
ники безопасности. Помимо этого следует иметь в виду специфические
особенности, присущие компрессорным установкам.
При работе поршневого компрессора всегда есть опасность чрез-
мерного повышения давления и температуры сжимаемого газа
в любой из ступеней сжатия в результате различных неисправностей.
От этих причин, а также при чрезмерной смазке и при плохом каче-
стве масла в нагнетательных трубопроводах и различных емкостях
может появляться нагар. В сжимаемом газе может быть пыль и про-
дукты разложения масла. Это делает возможным взрывы компрессор-
ных установок, возникающих, главным образом, в нагнетательных
трубопроводах и в различных емкостях, где температура газа пре-
вышает 70—80° С. Утечка сжимаемого газа через различные неплот-
ности может привести к образованию в смеси с воздухом взрыво-
опасных концентраций. Поэтому при эксплуатации компрессорных
установок должны тщательно контролироваться давление воздуха
или газа (конечное и по ступеням), его температура, очистка от пыли
и конденсата, правильность работы системы смазки, качество масла,
плотность всех газопроводов и заземление машины.
Даже при исправно работающих предохранительных клапанах
(их действие должно систематически проверяться), не допускающих
чрезмерного повышения давления в каждой из ступеней сжатия,
степень сжатия в одной из ступеней может стать чрезмерной (напри-
мер, при уменьшений давления всасывания) и послужить причиной
недопустимого повышения температуры воздуха и газа в конце сжатия.
Ни в коем случае не допускается подтягивание болтовых соеди-
нений, нагруженных давлением газа. Это может привести к обрыву
подтягиваемого болта и вызвать повреждение всего соединения.
Нельзя допускать работу компрессора при неисправностях
в системе смазки, отсутствии или недостаточном количестве охла-
ждающей воды.
Необходимо строго соблюдать установленные сроки проверки
манометровой других приборов. Сосуды, контролируемые Госгор-
технадзором, должны иметь паспорта и своевременно переосвидетель-
ствоваться.
228
'К: ?.,s. <. : -
Глава V
ГАЗОМОТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
§ 1. Устройство и техническая характеристика газомоторных
компрессоров
Газомоторные компрессоры, применяемые на магистральных газо-
проводах, нефтеперерабатывающих, нефтехимических и газовых
заводах, представляют собой агрегаты, в которых газовый двигатель
и компрессор объединены общими станиной и коленчатым валом.
Газомоторные компрессоры выпускаются с горизонтальным рас-
положением компрессорных цилиндров и V-образным или вертикаль-
ным расположением силовых.
Заводы и фирмы, изготовляющие газомоторные компрессоры,
выпускают различные модификации их, изменяя либо число стан-
дартных силовых цилиндров (например, в 340 л. с.), либо число
и диаметр компрессорных цилиндров.
В табл. 11 приведены основные технические данные силовой
части некоторых газомоторных компрессоров, в табл. 12 — модифи-
кации газомотокомпрессора 10ГКМ.
Работа газового двигателя газомотокомпрессора, как и всякого
двигателя внутреннего сгорания, основана на том, что при сжигании
газа, сжатого в силовом цилиндре в небольшом объеме камеры сгора-
ния (образуемой цилиндром и поршнем в верхней мертвой точке),
температура газа сильно возрастает и повышается его давление.
Давление воспринимается поршнем, который под его действием
начинает перемещаться. Прямолинейное движение поршня преобра-
зуется кривошипно-шатунным механизмом во вращательное движе-
ние коленчатого вала.
Чтобы обеспечить работу двигателя, в цилиндр нужно подать
топливо вместе с достаточным количеством воздуха, необходимого
для сгорания топлива, и полученную смесь, называемую рабочей
смесью, сжать и воспламенить; после того как газы, образовавшиеся
при сгорании, отдадут свою энергию поршню, переместив его из
верхнего в нижнее положение, они должны быть удалены из цилиндра,
чтобы освободить место для подачи в цилиндр новой порции рабочей
смеси. Эти процессы, повторяющиеся в указанной выше последо-
вательности, называются, в совокупности, рабочим циклом дви-
гателя.
Часть рабочего цикла двигателя, происходящая за один ход
поршня, называется тактом. Рабочий цикл двигателя может про-
исходить либо за четыре, либо за два такта.
Двигатели, у которых рабочий цикл происходит за четыре
такта (или за два оборота коленчатого вала), называются четырех-
тактными.
Двигатели, у которых рабочий цикл происходит за два такта
(или за один оборот коленчатого вала), называются двухтактными.
229
Таблица 11
Основные технические данные силовой части некоторых газомотокомпрессоров,
предназначекных для магистральных газопроводов
Фирма-изгото- витель Марка ГМК Число цилиндров Расположение цилиндров Агрегатная мощность, л. с. ! Скорость вращения, об/мин Диаметр цилиндра, « Ход поршня, лии Степень сжатия К. п. д. Геометрический объем цилиндра, л Среднее эффективное давление, кгс/см*
«Двигатель 10ГК 10 V-образное 1000 300 355 356 4,8 23 40,6 4,25
Революции» 10ГКМ 10 » 1000 300 355 356 5,6 40,6 4,25
10ГКН 10 » 1 500 300 355 356 6,8 28 40,6 6,39
«Кларк» TLA-10 10 Вертикальное 3 400 300 432 483 7,5 36,5 70,7 7,15
CTCV-16 16 V-образное 5 500 300 432 483 — 36,7 70,7 7,34
«Купер-Бессе- CMWL-10 10 » 3 500 250 457 508 — 36,4 83,4 7,56
мер» V-250 16 » 5 500 250 457 508 — 36,4 83,4 7,43
Z-330 20 » 12 500 330 508 508 — 37 — 8,30
«Вортингтон» SUTC-10 10 Вертикальное 2 800 320 406 406 7,0 36,0 52,6 7,48
main liner 18 V-образное 5 500 310 406 457 7,0 37,2 59,1 7,51
ML-18,
«Ингерсолл- 512KUS 12 V-образное 2 000 330 388 457 — 54,1 8,4
ренд» 616KVH . 16 » 4 500 330 406 558 — 36,4 72,3 10,62
616KVT 16 » 4 000 330 406 558 8,5 39,7 72,3 9,44
Таблица 12
Некоторые модификации газо мотокомпрессора ЮГМК
Марка модификации Число ступеней сжатия Диаметр цилиндра (в мм) при номерах колена коленчатого вала Производительность, Абсолютное давление, кгс/см* Вес, кг
1 2 3 4 5 на всасыва- ! НИИ на нагнета- нии I
10ГКМ 1/25-55 1 197 197 197 367 25 55 58 500
10ГКМ 1/23-42 1 197 197 — 197 197 480 23 42 60 200
10ГКМ 1/11-26 1 197 197 197 197 197 264 И 26 61 900
10ГКМ 1/17-35 1 197 197 197 197 197 390 17 35 61 900
10ГКМ 1/55-125 1 140 — 140 — 140 400 55 125 60 800
В машинах с двухтактными силовыми цилиндрами на каждый
компрессорный цилиндр обычно предусматривают один силовой.
При четырехтактных силовых цилиндрах на каждый компрессорный
цилиндр приходится, как правило, два силовых.
§ 2. Рабочий процесс четырехтактного двигателя
Предположим, что поршень находится в верхней мертвой точке
(рис. ИЗ) и что вал двигателя начал вращаться: поршень при этом
переместится вниз.
По мере того как поршень 2 опускается, пространство в цилиндре 1
над поршнем увеличивается и в цилиндре создается разрежение;
одновременно с движением поршня вниз газораспределительный
механизм 6 открывает впускной клапан 5, и цилиндр заполняется
рабочей смесью. Этот такт называется всасыванием (рис. ИЗ, а).
К тому моменту, когда поршень достигнет нижней мертвой точки,
всасывание прекратится и газораспределительный механизм закроет
всасывающий клапан. При этом за счет гидравлических потерь
давление в цилиндре будет несколько меньше атмосферного (0,85—
0,95 кгс[см?).
Пройдя нижнюю мертвую точку, поршень начнет подниматься,
и, так как в этот период впускной 5 и выхлопной 7 клапаны закрыты,
рабочая смесь в цилиндре будет сжиматься. Этот такт носит название
такта сжатия (рис. ИЗ, б). В конце такта сжатия на свечу, ввернутую
в цилиндр, подается высокое напряжение, и образующаяся при этом
между электродами свечи искра воспламеняет сжатую рабочую
смесь. В результате сгорания смеси, которое происходит при закры-
тых клапанах и настолько быстро, что заканчивается при угле пово-
рота кривошипа 40—60° после верхней мертвой точки, тепло, которое
231
выделяется при сгорании смеси, повышает температуру газов при-
близительно до 1800° С, соответственно увеличивая их давление
в цилиндре. Поршень, под действием этого давления, с большой
силой двигается вниз. Этот такт называется рабочим (рис. 113, в).
Так как коленчатый вал 4 вследствие инерции механизма про-
должает вращаться, шатун 3 вновь поднимает поршень из нижней
в верхнюю мертвую точку. В это время газораспределительный
механизм открывает выхлопной клапан и поршень выталкивает
из цилиндра продукты сгорания, подготавливая цилиндр к заполне-
нию новой порцией рабочей смеси. Этот такт называется выхлопом
а 6 о г
Рис. 113. Схема работы четырехтактного двигателя.
(рис. ИЗ, г). После того как поршень придет в верхнюю мертвую
точку, рабочий процесс двигателя повторяется сначала.
Рассматривая рабочий цикл двигателя, мы для простоты изложе-
ния предполагали, что клапаны открываются и закрываются в тот
момент, когда поршень находится в верхней или нижней мертвых
точках. В действительности же в современных двигателях для
повышения их мощности и экономичности осуществляют:
а) опережение открытия впускного клапана до в. м. т. на 15—
30°;
б) запаздывание закрытия впускного клапана на 15—35° после
н. м. т.;
в) опережение зажигания горючей смеси на 10—30° до в. м. т.;
г) опережение открытия выхлопного клапана на 15—40° до
н. м. т.;
д) запаздывание закрытия выхлопного клапана на 10—15° после
в. м. т.
232
Эти углы отсчитываются по отклонению кривошипа от мертвого
положения.
Для увеличения мощности двигателя в современных конструкциях
применяют наддув, т. е. подают в цилиндры воздух, предварительно
сжатый до давления ра = 0,13 -ь 0,18 Мн/м2 (1,3 1,8 кгс]см2).
Такой наддув увеличивает мощность двигателя на 30—35%.
§ 3. Рабочий процесс двухтактного двигателя
Начнем рассмотрение рабочего процесса двухтактного двигателя
с рабочего хода, т. е. с того момента, когда поршень под действием
силы давления газа станет перемещаться вниз от верхней мертвой
точки. Как видно из рисунка (рис. 114, а) рабочий ход будет про-
должаться до тех пор,
пока поршень не опустит-
ся настолько, что откроет
выхлопные окна 1, распо-
ложенные в нижней части
цилиндра. К этому време-
ни давление в цилиндре
становится небольшим.
Как только откроются
выхлопные окна, продук-
ты сгорания, давление
которых еще выше атмо-
сферного, начнут выходить
из цилиндра (рис. 114, б).
Поршень, продолжая опу-
скаться, открывает также
продувочные окна 2 (рис. 114, в),
и при этом воздух,
сжатый
продувочным насосом, поступает в цилиндр, вытесняя из него остатки
продуктов сгорания. Выхлоп и продувка продолжаются до тех пор,
пока поршень, возвращаясь из нижней Мертвой точки, не закроет
продувочных и выхлопных окон (рис. 114, г). Для того чтобы про-
дувка была бы наиболее полной, поршню придается специальная
форма. Как только поршень закроет окна и начнется сжатие воздуха,
в цилиндр под давлением через инжекторный клапан 3 подается
необходимое количество топливного газа (рис. 114, г). Эта порция
газа смешивается с воздухом, находящимся в цилиндре, и в конце
сжатия поджигается запальной свечой.
В двухтактных двигателях в действительности воспламенение
горючей смеси также производят на 15—30° раньше, чем поршень
достигнет в. м. т.
На рис. 114 изображен силовой двухтактный цилиндр, в котором
осуществляется П-образная продувка, простейшая по конструкции.
Существуют и другие, более совершенные, виды продувки двухтакт-
ных двигателей: петлевая, прямоточная и Тангенциальная про-
точная.
233
Для прямоточной продувки в цилиндрах предусматривают кла-
паны.
При описании рабочих процессов как четырехтактных, так
и двухтактных двигателей мы предполагали, что воспламенение
горючей смеси производится электрической искрой. Однако суще-
ствуют конструкции двигателей (четырех- и двухтактных), где
происходит самовоспламенение горючей смеси. В четырехтактных
двигателях самовоспламенение происходит при давлении в цилиндре,
равном 2,8—4,0 Мн/м2 (28—40 кгс/см2), в двухтактных двигателях
это давление равно 3,5—5,0 Мн/м2 (35—50 кгс/сл12), что приблизи-
тельно в 4—5 раз больше давления в цилиндре при воспламенении
искрой.
§ 4. Основные узлы двигателя
Двигатель состоит из следующих основных механизмов и-систем:
а) остова;
б) кривошипно-шатунного механизма;
в) газораспределительного механизма;
г) системы питания;
д) системы зажигания;
е) системы смазки;
ж) системы охлаждения.
Остов включает в себя фундаментную раму, коренные под-
шипники коленчатого вала, цилиндры двигателя, а в двухтактных
двигателях также цилиндры продувочных насосов, т. ё. он предста-
вляет собой совокупность неподвижных деталей, обеспечивающих
монтаж всех движущихся частей и. получение с их помощью
замкнутых полостей, необходимых для осуществления рабочего
цикла.
Кривошипно-шатунный механизм состоит из
коленчатого вала, шатунов и поршней двигателя. Он является
общим для двигателя и компрессора. Поэтому к нему относят
также главные (компрессорные) шатуны и крейцкопфы. К по-
следним в двухтактных двигателях примыкают поршни продувочных
насосов.
Газораспределительный механизм служит
для своевременного впуска в цилиндр горючей смеси и выпуска
из него отработавших газов.
В четырехтактных двигателях он состоит из распределительного
вала с кулачками, который вращается от шестеренчатого привода
с числом оборотов, вдвое меньшим чем коленчатый вал двигателя,
системы толкателей, пружин и рычагов, впускного и выхлопного
клапанов. При вращении вала кулачки через систему пружин,
толкателей и рычагов заставляют открываться и закрываться впуск-
ные и выхлопные клапаны.
Двухтактные двигатели могут иметь распределительный вал
(вращающийся со скоростью, равной скорости вращения коленчатого
234
вала), а могут и не иметь его. В последнем случае кулачковые шайбы,
управляющие толкателями, устанавливаются непосредственно на
коленчатом валу газомоторного компрессора. Выхлопных клапанов
в двухтактном двигателе, как правило, нет — их заменяют выхлоп-
ные окна.
В двухтактном двигателе, кроме обычного газораспределитель-
ного механизма, имеется продувочный насос и инжекторные кла-
паны.
Система питания двигателя топливом различна для
двухтактных и четырехтактных двигателей: в двухтактных двигате-
лях имеется только впускной (инжекторный) клапан, через который
подается в цилиндр горючий газ, образующий при перемешивании
со свежим воздухом, оставшимся в цилиндре после продувки, рабо-
чую смесь. В четырехтактных двигателях через впускные клапаны
в цилиндр подается готовая рабочая смесь.
Система зажигания предназначается для воспламене-
ния рабочей смеси в цилиндрах двигателя. Воспламенение произво-
дится электрической искрой, проскакивающей в нужный момент
между электродами запальной свечи.
В систему зажигания входят: магнето, вырабатывающие ток
и направляющие его поочередно к каждой из запальных свечей,
и запальные свечи, воспламеняющие рабочую смесь.
Система зажигания газомотокомпрессора может быть выполнена
высоковольтной или низковольтной. В первом случае на свечу
подается ток высокого напряжения, вырабатываемый непосредствен-
но в магнето. Во втором случае магнето вырабатывает ток низкого
напряжения, • которое преобразуется в высокое в специальных
катушках зажигания, установленных непосредственно около
свечей.
В систему зажигания включены автоматические предохранитель-
ные устройства, которые при ненормальностях в работе выключают
зажигание, путем замыкания на «массу» первичной обмотки
магнето.
Система смазки двигателя газомотокомпрессора, как
правило, не отличается от описанной ранее системы смазки поршне-
вых компрессоров. Она разделяется на циркуляционную, работа-
ющую от шестеренного насоса и систему пресс-смазки, работающую
от лубрикатора. При такой системе обеспечивается смазка под давле-
нием почти всех трущихся деталей, отвод необходимого количества
тепла от мест его выделения и минимальный расход смазочных
материалов.
Перечисленные механизмы и системы недостаточны для надежной
и безопасной работы двигателя. Поэтому в современных двигателях
предусматриваются также контрольно-измерительные приборы (ма-
нометры, термопары, ртутные термометры, тахометр), система регу-
лирования, включающая регулятор скорости и мембранно-рычажный
механизм, аварийно-предупредительные устройства (реле давления
масла, срабатывающее при падении давления масла, поступающего
235
в систему смазки, реле температуры, срабатывающее при повышении
температуры, выходящей из двигателя воды выше допустимых
пределов, и предельный выключатель, останавливающий двигатель
при аварийном повышении числа оборотов), система очистки воздуха
и выпуска отработавших газов.
§ 5. Регулирование мощности и производительности
При работе газомоторного компрессора необходимо, чтобы мощ-
ность, которую развивают силовые цилиндры, равнялась бы мощ-
ности, потребляемой компрессором с учетом потерь на трение, иначе
компрессор остановится, либо число его оборотов начнет возрастать.
В последнем случае может произойти авария машины вследствие
чрезмерного увеличения сил инерции.
Чтобы этого не случилось, на газомоторных компрессорах пред-
усмотрена система регулирования скорости.
Скорость вращения коленчатого вала при номинальной нагрузке
газомотокомпрессора обычно поддерживается на заданной величине
регулятором центробежного типа. Принцип действия регуляторов
этого типа заключается в том, что при увеличении числа оборотов
имеющиеся у регулятора грузы расходятся, преодолевая сопротивле-
ние пружины, и через систему рычагов заставляют прикрыться
газовый клапан, тем самым уменьшая количество газа, подаваемого
в цилиндр. Вследствие этого мощность двигателя падает и число обо-
ротов компрессора становится нормальным. Если число оборотов
уменьшается ниже нормального, пружины, преодолевая центробеж-
ную силу, переместят грузы и заставят газовый клапан открыться
больше. Мощность двигателя возрастает, так как количество газа,
поступившее в цилиндр, увеличится и число оборотов компрессора
достигнет нормы.
Описанная система регулирования называется качественной.
При этой системе количество воздуха, поступающего в цилиндр,
все время остается неизменным, а регулируется только количество
газа, т. е. качество смеси: смесь либо «обедняется» либо «обогащается»
(изменяется соотношение между количеством газа и воздуха, посту-
пающих в цилиндр). Принципиальная схема такого регулирования
показана на рис. 115, а, где цифрой 1 обозначен воздух, а цифрой
2 — газ.
Можно осуществить и количественное регулирование двигателя,
при котором состав смеси не изменяется, а изменяется количество
смеси, поступающее в цилиндр (рис. 115, б).
Может иметь место и комбинация этих двух методов регулирова-
ния, при которой вначале осуществляется качественное, а затем
количественное регулирование, как это схематически показано
на рис. 115, в. ;
Вследствие более простого устройства и отсутствия стуков в ма-
шине при малых нагрузках" чаще применяют качественное регулиро-
236
вание, несмотря на то, что оно снижает экономичность дви-
гателя.
Наиболее совершенным является смешанное регулирование. Для
уменьшения колебания скорости вращения, особенно при резких
в _ в, .
—-------=оС= const
г г,
6
Рис. 115. Принципиальная
схема ругулирований:
а— качественная; б — количествен-
ная; в — смешанная
воздух
Заслонка
Газовозвушная
смесь
в
изменениях нагрузки, к регулятору скорости присоединен аморти-
затор, тормозящий передвижение газорегулирующего клапана за
счет перетечек масла из одной полости цилиндра амортизатора
в другую.
237
Искусственно изменяя натяжение пружины, удерживающей
грузы, можно добиться изменения скорости вращения вала. Для
этого в центробежный регулятор встраивают мембранно-рычажный
механизм, который приводится в действие сжатым воздухом, посту-
пающим к нему по трубопроводу.
Варьируя давление воздуха, можно управлять скоростью враще-
ния коленчатого вала, тем самым меняя производительность газо-
мотокомпрессора.
Вторым средством изменения производительности компрессора
является изменение объема вредного пространства цилиндра ком-
прессора с помощью регулятора производительности.
§ 6. Система пуска газомоторных компрессоров
Газомоторные компрессоры обычно пускаются в ход путем введе-
ния в цилиндры двигателя воздуха, сжатого до давления 1,7 Мн/м2
(17 кгс/см2). При этом воздух может подаваться во все цилиндры
либо в часть их.
Чтобы такой запуск можно было осуществить, в конструкциях
газомотокомпрессоров предусмотрена специальная система пуска,
состоящая из пусковых баллонов, воздухораспределителя, пускового
крана, воздухораспределительных и пусковых клапанов, а также
коммуникаций.
Пуск производится по следующей схеме.
Сжатый воздух из баллонов подводится к пусковому крану,
открывающему доступ к воздухораспределителю. Воздухораспреде-
литель через воздухораспределительные и пусковые клапаны на-
правляет сжатый воздух поочередно в цилиндры двигателя в соответ-
ствии с порядком их работы, благодаря чему обеспечивается вращение
коленчатого вала агрегата. При достижении средней скорости поршня
0,9—1,25 м/сек можно получить,, при положительной температуре
окружающей среды, первые вспышки. Расход воздуха на запуск
двигателя колеблется в широких пределах. Он зависит от состояния
двигателя, температуры окружающей среды, давления в пусковых
баллонах. В среднем расход воздуха на один пуск можно принять
равным 9—16 л на 1 л объема цилиндра.
По мере расхода воздуха из пускового и запасных баллонов,
его количество пополняется специальными двухступенчатыми пуско-
выми компрессорами производительностью 3,5—8,5 л/сек.
§ 7. Конструкция газомоторных компрессоров
Газомоторный компрессор 10ГК, разрез которого показан на
рис. 116, принадлежит к агрегатам с V-образно расположенными
двухтактными силовыми цилиндрами и горизонтально расположен-
ными компрессорными.
Основной частью агрегата является чугунная коробчатая фунда-
ментная рама 14, усиленная продольными и поперечными ребрами.
238
вход газа
и горизонтальным располо-
компрессорных цилиндров.
Рис. 116. Газомоторный компрессор 10ГК
завода «Двигатель Революции» с V-образ-
ным расположением двухтактных силовых
цилиндров
жением
выход газа
П 23
S8==OS
В станине монтируется коленчатый вал 19 и на верхних плоскостях
станины в два ряда под углом 60° устанавливаются десять цилиндров
двигателя 8. К левой стенке станины (если смотреть на пост управле-
ния) крепятся пять рам корпусов продувочных насосов 4, на которые
навешиваются цилиндры компрессора 2 двойного действия с воздуш-
ным или водяным охлаждением.
Верхняя и боковая части рамы имеют двойные стенки, образу-
ющие ресивер для продувочного воздуха.
На верхних и боковых плоскостях рамы предусмотрены окна,
с помощью которых ресивер сообщен с продувочными цилиндрами
и с воздушными каналами цилиндров двигателя.
Рама крепится к фундаменту болтами, которые проходят через
отверстия в ее фланцах. Для правильной укладки коленчатого вала
при монтаже газомотокомпрессора во фланцах предусмотрены также
резьбовые отверстия под отжимные болтц.
Против гнезд рамовых подшипников устанавливаются на штифтах
и закрепляются болтами стальные распорки, придающие жесткость
и прочность раме. На. зтих распорках крепятся подшипники вспомо-
гательного вала и крышки люков картера. На крышках люков
картера встроены предохранительные клапаны.
Цилиндры компрессора двойного действия.
На штоке поршня 3, соединенного через крейцкопф 21 и шатун 20
с коленчатым валом, укреплен также поршень 24 продувочного
насоса с уплотнительными кольцами 23. Этот поршень образует
вместе с цилиндром, всасывающими 22 и нагнетательными '6 клапа-
нами продувочный насос 5.
Шатуны двигателя 13 прицепные. Они с помощью пальцев 18
присоединяются к головке главного (компрессорного) шатуна ком-
прессора. Цилиндры двигателя, снабженные водяными рубашками 7,
имеют продувочные и выпускные окна 9. В нижней части цилиндра
имеется полость, сообщенная с ресивером фундаментной рамы и
с продувочными окнами на зеркале цилиндра. Каналы выпускных
окон выходят на боковую стенку цилиндра.
В головках цилиндра расположены: инжекционный клапан 10,
пусковой клапан и свеча зажигания 11.
Для обеспечения лучшей продувки цилиндра поршням двигателя
12 придана специальная форма. Продувка осуществляется с помощью
продувочного насоса через ресивер 17 и каналы 16.
Пусковой воздух засасывается из атмосферы по трубопроводу 15
через фильтр, установленный вне помещения компрессорной станции.
В передней части компрессорного цилиндра расположено разгру-
зочное устройство 1, позволяющее регулировать производительность
компрессора.
Система управления, контроля и регулирования газомотокомпрес-
сора включает в себя пусковые устройства поста управления, кон-
трольно-измерительные приборы, автоматические аварийно-преду-
предительные устройства, регулятор скорости, панели и механизм
для дистанционного управления.
240
Часть приборов управления: манометры, измеряющие давление
масла перед фильтром, на входе и выходе из магистрали; манометр,
измеряющий давление топливного газа; тахометр; редуктор позицио-
нера; манометр для контроля давления воздуха в системах ручного
и дистанционного управления, панель дистанционного управления
с переключателем для, перехода с ручного на дистанционное упра-
вление, манометром и редуктором ручного управления, гальванометр
и переключатель для замеры температуры газа в патрубках выпуск-
ных коллекторов — вынесены на щит приборов управления.
Рис. 117. Газомоторный компрессор вертикально-горизонтального типа с вы-
соким наддувом (фирма «Кларк», США)
Остальные контрольно-измерительные приборы — манометр, по-
казывающий давление пускового воздуха, манометр для измерения
давления воды, термометры, измеряющие температуру воды и масла
в различных точках водо- и маслосистем, — установлены непосред-
ственно у точек измерения.
В этом газомоторном компрессоре на каждый компрессорный
цилиндр приходятся два силовых.
Двигатель имеет качественную регулировку.
Газомоторный компрессор фирмы «Кларк» TLA-10 с вертикальным
расположением двухтактных силовых цилиндров, имеющих высокий
наддув, и горизонтальным расположением компрессорных цилиндров
показан на рис. 117. Как и в ранее описанных машинах, на станине,
являющейся базовой деталью компрессора, монтируются все основные
механизмы и агрегаты. В станину на четыре коренных подшипника
укладывается коленчатый вал, имеющий столько же колен, сколько
16 Заказ 861
241
силовых или компрессорных цилиндров цмеет газомоторный ком-
прессор. На каждой шейке коленчатого вала по два шатуна. Один
шатун соединен с поршнем силового цилиндра, второй, через крейц-
копф и шток, с поршнем компрессорного цилиндра. На коренных
шейках коленчатого вала закреплены эксцентрики, через регулиру-
емую систему штанг и рычагов управляющие движением топливного
клапана.
Газомоторный компрессор, показанный на рис. 118, имеет V-об-
разно расположенные четырехтактные силовые цилиндры 3 и гори-
зонтально расположенные компрессорные цилиндры 11 двухсторон-
него действия. В машине также применены подвешенные шатуны 5
силовых цилиндров. При помощи пальцев 4 шатуны силовых цилин-
дров соединены с шатунами 12 компрессорных. Этим достигается
большая компактность агрегата.
Впускные и выхлопные клапаны 9 вынесены из силовых цилин-
дров в специальные полости. В головке цилиндра 6 расположены
лишь запальная свеча 8 и пусковой клапан 7.
Над коленчатым валом 1, уложенным в станине 2, расположен
распределительный валик 10, вращающийся со скоростью в два
раза меньшей, чем скорость вращения коленчатого вала. Кулачки
распределительного вала в нужный момент заставляют подниматься
соответствующий клапан, пропуская в цилиндр рабочую смесь или
выпуская выхлопные газы.
Топливная система состоит из чувствительного регулятора да-
вления и количества газа, ресивера газа, топливного газового крана,
газосмесителя, общего для всех цилиндров газового двигателя,
и коллектора рабочей смеси.
242
Воздух и газ поступают в смеситель по отдельным трубам и,
смешиваясь, образуют рабочую смесь, которая поступает во всасы-
вающий коллектор и дальше распределяется по цилиндрам.
Газосмеситель отделен от газопровода мелкой сеткой, предотвра-
щающей проникновение пламени в газопровод при обратных взрывах.
Смесительный клапан автоматически, при помощи центробежного
регулятора скорости, осуществляет количественное регулирование
смеси. Качественное регулирование осуществляется вручную, с по-
мощью двух регулировочных винтов.
Механизм движения смазывается с помощью шестеренчатого
насоса. Насос высокого давления (лубрикатор) подает смазку в ци-
линдры, направляющие крейцкопфа и сальники компрессора. Ци-
линдры двигателя, подшипники распределительного вала, цепной
привод распределительного вала и толкатели впускных и выпускных
клапанов смазываются маслом, разбрызгиваемым коленчатым валом
при работе компрессора.
§ 8. Обслуживание газомоторных компрессоров
Обслуживание газомоторных компрессоров сводится к их пуску,
уходу во время работы, остановке и содержанию в исправности
основных узлов и деталей агрегата.
Обслуживание газомотокомпрессоров должно производиться
в строгом соответствии с инструкциями заводов-изготовителей,
в которых отражена специфика конструктивных особенностей той
или иной машины.
Для подготовки ГМК типа 10ГК к пуску необходимо провести
следующие работы:
1) заполнить систему охлаждения водой и убедиться в ее исправ-
ности;
2) тщательно очистить и протереть картерную полость рамы;
3) заполнить маслом картер и лубрикаторы;
4) прокачать масляную систему ручным масляным насосом
и убедиться в поступлении масла ко всем трущимся частям, прово-
рачивая коленчатый вал; прокачать вручную лубрикаторы и убе-
диться в подаче масла по всем смазываемым точкам;
5) смазать опорные концы штанг, шаровые направляющие ниж-
них штанг и закрыть плотно люки;
6) заполнить маслом амортизатор регулятора и проверить за-
тяжку сальника;
7) проверить, не заедают ли газовпускные и пусковые клапаны;
8) проверить зазоры между ударником и колпачком газовпуск-
ных клапанов;
9) накачать воздух в пусковой баллон до давления 1,7 Мн/м2,
(17 кгс/см?) и продуть из него конденсат;
10) включить выключатель предельной скорости вращения;
11) установить рукоятку коробки автоматики в положение
«стоп»;
16*
243
12) установить рычаг опережения магнето в положение крайнего
запаздывания;
13) проверить, закрыты ли задвижки на всасывающем и нагне-
тательном коллекторах и открыты ли на обводной линии;
14) открыть карманы регуляторов производительности компрес-
сорных цилиндров;
15) проверить, закрыт ли вентиль подачи топлива к двигателю;
16) закрыть индикаторные краны;
17) проверить, закрыт ли воздушный спускной кран на корпусе
воздухораспределителя, и открыть пусковые клапаны двигателя;
18) предупредив окружающих о пуске ГМК, открыть вентиль
на воздушном трубопроводе от баллона к двигателю;
19) медленно проворачивая рукоятку пускового крана, пустить
газомотокомпрессор на сжатом воздухе;
20) убедившись в отсутствии посторонних стуков и шумов и в нор-
мальной работе пусковой и масляной систем, остановить ГМК
и осмотреть его.
Затем можно перейти к пуску ГМК на холостом ходу, для чего
необходимо:
1) проверить давление топливного газа;
2) закрыть подвод воды к масляному холодильнику и проверить,
полностью ли открыты все остальные задвижки системы водяного
охлаждения;
3) убедиться, что давление воздуха в пусковом баллоне равно
1,7 Мн/м2 (17 кгс/сл2);
4) подать сжатый воздух к приборам автоматики;
5) убедиться, что спускной воздушный кран на коробке воздухо-
распределителя и индикаторные краны закрыты, а пусковые краны
открыты;
6) убедиться, что рукоятка коробки автоматики занимает поло-
жение «стоп»;
7) предупредив окружающих о пуске ГМК, открыть вентиль
на трубопроводе от баллона сжатого воздуха к двигателю;
8) медленно проворачивая рукоятку пускового крана, пустить
газомотокомпрессор на сжатом воздухе;
9) как только поднимется давление входящего масла, перевести
рукоятку коробки автоматики в положение «пуск»;
10) медленно открывать газовый кран до тех пор, пока в цилиндре
не появятся вспышки, наблюдая при этом по манометру на щите
за давлением газа;
11) как только появятся вспышки, закрыть пусковой кран,
открыть спускной воздушный кран на коробке воздухораспредели-
теля и закрыть воздушные пусковые клапаны; еслй по каким-либо
причинам в цилиндрах двигателя при открытом газовом кране нет
вспышек, газовый кран надо немедленно закрыть, выключить зажига-
ние и продуть цилиндры, продолжая прокручивать ГМК сжатым
воздухом; только после полной продувки цилиндров можно искать
и устранять причины незапуска двигателя;
244
12) перевести рукоятку коробки автоматики в положение «ра-
бота»;
13) поддерживать скорость вращения вала двигателя в таких
пределах, чтобы не допустить чрезмерного давления циркуляцион-
ного масла; оно должно быть:,
после насоса 0,37—0,50 Мн/м2 (3,7—5,0 кгс/с>и2);
на входе в двигатель 0,20—0,25 Мн/м2 (2,0—2,5 кгс/с№);
на выходе из двигателя 0,03—0,07 Мн/м2 (0,3—0,7 кгс/с№);
по мере нагрева масла постепенно увеличивают подачу газа
до тех пор, пока не вступит в действие регулятор скорости вращения;
14) повернуть рычаг опережения магнето в сторону увеличения
угла опережения зажигания;
15) проверить на .ощупь, не нагреваются ли воздушно-пусковые
трубопроводы;
16) в течение ’ первых 10 мин работы проверять нормальный
нагрев силовых, компрессорных и продувочных цилиндров и отсут-
ствии ненормальных стуков и шумов;
17) пока на выходе из двигателя температура воды будет меньше
45° С, а температура масла меньше 40° С, прогрев ведется при ско-
рости вращения, не превышающей 270 об/мин-,
18) когда температура масла на выходе достигнет 40° G, откры-
вают задвижку на трубопроводе, подводящем воду к масляному
холодильнику, регулируя ее открытие так, чтобы температура
масла была на 5—8° С ниже температуры, выходящей из двигателя
охлаждающей воды;
19) доводят скорость вращения до 300 об/мин, после чего газо-
мотокомпрессор может быть нагружен.
Если ГМК пускается после монтажа или капитального ремонта,
до его предварительно обкатывают и регулируют.
Обкатка, продолжающаяся в течение 72 ч, состоит в том, что
ГМК после того, как он проработает на холостом ходу в течение
5 ч, постепенно нагружают — вначале на 30—40% (12 ч работы),
затем на 75—85% (18 ч), на 100% (36 ч) и, наконец, 110% (1 ч).
Во время обкатки ГМК систематически останавливают для осмотра,
проверки нагрева, регулирования и устранения выявленных дефек-
тов. На первом режиме остановки делают через 5, 10, 30 мин и 1 ч
после пуска, на втором — через 30 мин, 2 и 4 ч после пуска, на
третьем — через 1, 4 и 6 ч и на четвертом — через 2, 6 и 8 ч. При
обнаружении каких-либо дефектов во время работы машину немед-
ленно останавливают для устранения неполадок.
Регулировка ГМК состоит в следующем:
а) на холостом ходу путем снятия индикаторных диаграмм-
гребенок проверяют и регулируют давление сжатия в цилиндрах
двигателя и проверяют при помощи оттиска на свинце фактический
минимальный зазор между поршнем и днищами крышек компрессор-
ных цилиндров, также подлежащий при необходимости регулировке;
б) при нагрузке 75% и выше по температуре выхлопных газов
регулируют распределение нагрузки по цилиндрам двигателя с тем,
245
чтобы разница в температурах выхлопных газов по цилиндрам
при полной нагрузке не превышала 15° С; затем устанавливают
угол опережения так, чтобы температура выхлопных газов при пол-
ной нагрузке не превышала 410° С, а давление сгорания при нормаль-
ном расходе топлива не превышало 3,5Мк/.и2 (35 кгс/см2). Угол
подачи топлива в цилиндр подбирают опытным путем, при этом
предпочтительна его установка ближе к 22° после нижней мертвой
точки, с разницей по цилиндрам не более 3—4°.
После обкатки и регулировки проверяют нагрев всех трущихся
частей, осматривают рамные подшипники, измеряют расхождение
щек коленчатого вала, а иногда вскрывают для осмотра два-три
цилиндра двигателя и один-два цилиндра компрессора, если их
состояние вызовет какие-либо сомнения.
При необходимости остановить ГМК проводят следующие дей-
ствия:
а) разгружают двигатель, т. е. переключают обвязку компрес-
сорных цилиндров для работы на обводную линию и открывают
карманы регуляторов производительности:
б) дают ГМК проработать на холостом ходу в течение 10 мин,
постепенно снижая скорость вращения до 250— 200 об/мин-,
в) закрывают кран топливного газа на двигателе;
г) после остановки агрегата переводят рукоятку коробки авто-
матики в положение «стоп» и закрывают вентиль на воздушном
трубопроводе к приборам автоматики;
д) при кратковременных остановках отключают воду от масля-
ного холодильника, а при длительных — отключают всю воду и спу-
скают ее из системы водяного охлаждения;
е) обтирают машину и устраняют замеченные неисправности.
При аварийной остановке вначале закрывают топливный кран
и устанавливают рукоятку коробки автоматики в положение «стоп».
После этого прокачивают ручным насосом масло в течение 3—5 мин,
так как иначе внезапное прекращение циркуляции масла вызовет
значительный нагрев деталей движения.
При падении давления масла на входе до 0,1 Мн/м2 (1 кгс/см2) и на
выходе до 0,02 Мн/м2 (0,2 кгс/см2), прекращении подачи охлаждающей
воды, появления нарастающего стука в кривошипно-шатунном меха-
низме, перегреве или прекращении работы хотя бы одного цилиндра,
перегреве подшипников или появлении стука в них, повреждении
или сильном нагреве компрессорных клапанов, появлении утечек
газа через сальник штока, нагреве трубы пускового клапана, отклю-
чении освещения и пожаре ГМК должен быть немедленно остановлен.
Обслуживание ГМК состоит в визуальном наблюдении за пара-
метрами, определяющими нормальный режим работы машины;
температурой выхлопных газов, масла, воды, компримируемого газа;
давлением топливного газа. Кроме того, обслуживающий персонал
должен следить за нагреванием деталей двигателя (проверяется
на ощупь по нагреву люковых крышек), продувочных и компрессор-
ных цилиндров и особенно клапанных крышек, прислушиваться
246
к шуму работающего компрессора и принимать необходимые меры
при появлении ненормальных шумов и стуков.
Один-два раза в смену надо очищать фильтры грубой очистки
масла, проворачивая рукоятку на один-два оборота, и продувать
сальники штоков компрессорных цилиндров.
Раз в смену через спускные краники должно быть спущено масло
из воздушных полостей продувочных цилиндров.
Через каждые 4—6 ч следует заполнять смазкой масленки газо-
впускных клапанов, смазывать опорные концы штанг и шаровые
направляющие нижних штанг, а через 24—30 ч работы добавлять
масло в фундаментную раму до нормального уровня.
При эксплуатации газомотокомпрессоров типа 10ГК чаще всего
встречаются следующие неисправности.
1. Газомотокомпрессор не запускается или запускается с трудом.
Причинами этого могут быть недостаточное давление пускового
воздуха, заедание или неплотность одного из клапанов воздухо-
распределителя, неправильно установленное открытие клапанов
воздухораспределителя, неплотность пускового трубопровода.
2. Газомотокомпрессор вращается пусковым воздухом, но при
переводе на газ останавливается. Причинами этого могут быть
отсутствие подачи газа, замыкание магнето на «массу», заедание
газорегулирующего клапана, неправильно установленное зажигание,
закрытые краны ручной регулировки топливной системы.
3. Газомотокомпрессор запускается с трудом и после пуска
работает с перебоями. Это может быть из-за низкой температуры
в машинном зале, перебоев в зажигании, недостаточного количества
масла в амортизаторе, недостаточной компрессии в цилиндрах дви-
гателя.
4. Газомотокомпрессор не развивает полной мощности. Если
при этом скорость вращения агрегата не увеличивается при натяже-
нии пружины регулятора, то либо вышел из строя регулятор скоро-
сти, либо неправильно установлены рычаги и длина тяги от регуля-
тора к газорегулирующему клапану, либо засорен воздушный
фильтр. Наконец это может произойти из-за загрязнения выхлоп-
ного коллектора и глушителя, причем в этом случае повышается
противодавление на выхлопе.
Если при этом у одного или нескольких цилиндров понизилась
температура выхлопных газов и давление сгорания, то причину
следует искать в неисправности свечей или замыкании провода
на «массу».
Если же давление сгорания падает, а температура выхлопных
газов повышается, то либо неисправен газовпускной клапан, либо
установлено позднее зажигание.
5. Скорость вращения газомотокомпрессора неустойчива как
при работе с пневматической регулировкой, так и без нее. Это может
происходить из-за недостаточного количества масла в амортизаторе,
большого люфта в шарнирах рычагов регулятора, заеданий газо-
регулирующего клапана.
247
6. Повышенная дымность двигателя. Синий оттенок дыма сви- •
детельствуёт о том, что горит масло. Это может быть вследствие
пропуска поршневых колец, неисправности маслосбрасывающего
клапана продувочного цилиндра или из-за того, что лубрикатор
подает слишком много масла в цилиндры двигателя и к газорегули-
рующему клапану. Масляная дымность после длительной работы
на малых нагрузках и холостом ходу свидетельствует о том, что
в ресивере или выхлопном трубопроводе скопилось значительное
количество несгоревшего масла. Белый дым на выхлопе, сопровожда-
ющийся падением температуры выхлопных газов в одном или не-
скольких цилиндрах, свидетельствует о попадании воды в камеру
сгорания.
7. Стуки в цилиндрах двигателя. Вызываются большим опереже-
нием зажигания, неправильным составом топливного газа (в нем не
должны содержаться бензин, вода), плохим закреплением подшип-
ников.
8. Один ряд цилиндров не работает. Это свидетельствует о том,
что «сбито» зажигание магнето.
9. Нет давления масла на входе в двигатель. Причины: неплот-
ность всасывающего трубопровода, засорена маслоприемная труба,
разрегулирован перепускной клапан.
10. Манометр не показывает давления масла на выходе из двига-
теля. Причины: неправильная регулировка перепускного клапана,
забита трубка к манометру.
11. Охлаждающая вода перегревается. Это может быть вызвано
ее малым напором, перегрузкой газомотокомпрессора, поздним зажи-
ганием.
Встречающиеся неисправности в компрессорных цилиндрах опи-
саны ранее.
При эксплуатации газомотокомпрессоров должны соблюдаться
следующие правила техники безопасности.
Компрессоры должны быть установлены в отдельных, специально
для этого предназначенных помещениях. Между агрегатами должно
соблюдаться расстояние, достаточное для проходов и удобного про-
ведения ремонтных работ.
Нормы освещенности и вентиляции помещений должны строго
соблюдаться.' Помещение должно содержаться в чистоте и порядке.
Уход за машинами может быть поручен только специально обученным
лицам, прошедшим инструктаж по технике безопасности и пожарной
профилактике. В помещении машинного зала не должны находиться
посторонние лица.
Движущиеся части машины должны быть ограждены, чистка их
и исправление во время работы машин не допускается. Не допу-
скается также подтяжка болтовых соединений, нагруженных да-
влением газа, масла или воды, а также предохранительных кла-
панов.
Работающая машина должна находиться все время под надзором
обслуживающего персонала.
248
F
Около машины не должно быть легковоспламеняющихся веществ.
Запрещается располагать в непосредственной близости от выхлоп-
ных труб газомотокомпрессоров масляные баки, фильтры, арматуру
и соединения масляных и газовых труб. Не охлаждаемые водой
детали выпускного тракта и другие детали газомотокомпрессора,
температура наружных стенок которых превышает 155° С, должны
иметь тепловую изоляцию и не должны соприкасаться с горючими
материалами.
Не допускается для запуска двигателя вместо пускового воздуха
использование кислорода, а также заливка для облегчения запуска
в цилиндры двигателя легковоспламеняющихся жидкостей: бензина,
керосина и пр.
Все трубопроводы машинного зала должны быть окрашены
в цвета, соответствующие их назначению. На трубопроводах должны
быть нанесены стрелки, показывающие направление движения жид-
кости или газа. Все краны со съемными рукоятками должны иметь
на квадратном хвостовике ясно видные (врезанные) указатели на-
правления прохода в пробке. Лучше,' если рукоятки будут несъем-
ными и направление их будет совпадать с направлением указателя.
В машинном зале категорически воспрещается курение, примене-
ние открытого огня для проверки утечки, искрение электроаппара-
туры и проводов, проверка зажигания на «искру», применение нео-
медненного инструмента. Корпус компрессора должен быть надежно
заземлен.
Переносные лампы могут применяться на напряжение не более 12 в.
Противопожарные приспособления должны находиться на вид-
ных легко доступных местах.
В машинном зале должны быть вывешены правила по технике
безопасности и пожарной охране и необходимые плакаты.
Не допускается оставлять открытыми краны и вентили на
трубопроводе топливного газа при неработающем агрегате. Запре-
щается задерживать вращение маховика при остановке двигателя
буксовкой, ломом или другими предметами.
При сборке и разборке машины,, связанных с подъемом отдельных
частей, обязательно пользоваться предназначенными для этого подъ-
емными средствами.
Необходимо строго соблюдать установленные сроки проверки
манометров и других приборов. Сосуды, контролируемые Госгортех-
надзором, должны иметь паспорта и своевременно переосвидетель-
ствоваться.
Специфические особенности эксплуатации поршневых компрес-
сорных установок и возникающие при этом опасности изложены
ранее.
§ 9. Модернизация газомоторных компрессоров
Конструкция газомоторных компрессоров непрерывно улуч-
шается. Заводы и фирмы, выпускающие эти машины, • стремятся
к снижению их металлоемкости, значительному увеличению мощности
249
и к. п. д., повышению надежности и долговечности, предусматривают
автоматизацию их работы и защиту от аварий. Модернизируются
и машины, находящиеся в эксплуатации.
Замена многих металлических деталей более дешевыми деталями
из капрона снижает износ не только этих, но и сопрягаемых деталей,
увеличивает моторесурс машины. В настоящее время из капрона
серийно выпускаются кольца штоков и поршневые кольца компрес-
сорных цилиндров газомотокомпрессора 10ГК диаметром 197 и
190 мм, детали инжекторного клапана: манжетные сальники, втулки
коромысла и подпятники штанг.
Использование вторичных ресурсов тепла с помощью недорогих
и несложных утилизационных установок также приносит большую
выгоду народному хозяйству.
Особенно следует отметить непрерывное совершенствование над-
дува двигателей и внедрение новых схем регулирования загрузки
компрессорных цилиндров. Эти мероприятия позволяют существенно
повысить к. п. д. установок, снизить эксплуатационные расходы,
повысить цилиндровую мощность двигателя.
Наддув двигателя газомоторного компрессора 10ГК в 1,5 раза
увеличил его мощность.
Замена продувочных насосов, очищающих и заполняющих возду-
хом цилиндры двигателя, турбонаддувом от центробежного нагнета-
теля, работающего от коленчатого вала двигателя, позволила повы-
сить на газомотокомпрессорах типа фирмы «Купер—Бессемер»
эффективный к. п. д. с 31 до 34%.
Применяемый на последних моделях ГМК этого типа двухступен-
чатый наддув, при котором для сжатия воздуха в первой ступени
используют турбокомпрессоры, имеющие собственный двигатель,
и охлаждают воздух после второй ступени сжатия, позволил увели-
чить мощность каждого цилиндра двигателя на 40%, достигнуть
к. п. д., равного 36,4%, при среднем эффективном давлении
7,56 кгс/см1.
Одновременно с введением двухступенчатого наддува двигателя
ГМК подверглись различным конструктивным изменениям — вместо
водяного охлаждения выхлопного коллектора сделана тепловая
изоляция его, введено хромирование втулок моторных цилиндров,
значительно снижено сопротивление газовоздушного тракта, пред-
усмотрено более совершенное охлаждение поршней двигателя.
В последние годы все шире внедряется регулирование загрузки
газомотокомпрессоров в зависимости от температуры наружного
воздуха, проводимое либо вручную, либо автоматической системой
управления, основанное на возможности повышения мощности ГМК
при низких тейпературах наружного воздуха на 25%.
Такое регулирование имеет большое практическое значение,
так как в зимних условиях газопроводы обычно работают с повышен-
ной нагрузкой.
Так как на магистральных газопроводах ГМК осуществляют
незначительное сжатие перекачиваемого газа (1,4—1,5), компрес-
250
сорные цилиндры этих агрегатов делают с большой величиной отно-
сительного «мертвого» пространства. Это позволяет снизить потери
в проточной части компрессора, а также во всасывающих и нагнета-
тельных клапанах, осуществить наиболее рациональное регулиро-
вание производительности компрессора.
Глава VI
РОТАЦИОННЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Из большого разнообразия конструкций ротационных машин
в компрессоростроении нашли применение главным образом рота-
ционные пластинчатые машины, в которых сжатие воздуха или газа
осуществляется в камерах с периодически уменьшающимся объемом.
Следовательно, принцип дей-
ствия у них такой же, как
и у поршневых машин. Раз-
ница состоит в том, что
в ротационных пластинча-
тых машинах вместо пор-
шня, имеющего поступатель-
но-возвратное движение,
сжатие осуществляется в
специальных камерах, обра-
зованных пластинами рото-
ра, двигающимися все время
в одном направлении. Бла-
годаря этому число оборо-
тов у этих компрессоров
может быть выше, чем
у поршневых машин.
Устройство ротационной Рис. 119. Схема устройства ротацион-
пластинчатой машины видно ного компрессора.
из рис. 119. Внутри чугун-
ного корпуса 2, имеющего внутри цилиндрическую расточку,
помещен ротор 6 с пазами, в которых свободно ходят пла-
стины 3. Ось ротора смещена относительно оси цилиндрического
отверстия корпуса 2. Ротор вращается в направлении, указанном
на чертеже стрелкой. Воздух или газ, поступающие в компрессор
через всасывающий патрубок 1, отсекаются пластинами при вращении
ротора в тот момент, когда происходит соприкосновение пластин
с краем цилиндрической расточки корпуса в его верхней части.
По мере поворота ротора расстояние между ним и корпусом,
а следовательно, и объем камеры сжатия уменьшаются. Пластины
при зтом утапливаются в пазы ротора. Сжатие происходит до тех
пор, пока пластина не дойдет до окна 5, имеющегося в цилиндриче-
251
J8
Рис. 120. Объем камеры сжа-
тия ротационного компрес-
сора.
«кой части корпуса со стороны камеры нагнетания. Затем газ или
воздух поступает в напорный патрубок 4.
Благодаря большой скорости вращения, пластины под действием
центробежной силы всегда прижаты к цилиндрической расточке
корпуса, а в момент прохождения над окнами удерживаются спе-
циально предусмотренными направлениями.
Корпус имеет водяное охлаждение.
Ротационные компрессоры выпускаются одно- и двухступенча-
тыми, производительностью от 0,084 до 1,1 м^/сек (от 300 до 4000 №/ч)
и давлением нагнетания: одноступенча-
тые — до 0,4 Мн/м2, (4 кгс/сл12), двух-
ступенчатые до 1 Мн/м2 (10 кгс1см2).
Производительность компрессора Q
зависит от скорости вращения ротора п
и начального объема камеры сжатия.
Начальный объем камеры сжатия —
это объем камеры в тот момент, когда
одна из пластин, пройдя через всасы-,
вающее окно, отделяет газ, находящий-
ся в камере сжатия, от всасывающего
патрубка.
Обозначим:
D — внутренний диаметр корпуса
в м;
е — величина смещения осей ро-
тора в м;
г — радиус ротора в ль;
I — длина ротора в м;
Р — угол между соседними пластинами;
п — скорость вращения ротора в об/сек4,
б — толщина пластины в мм\
z — число пластин.
Исходя из рис. 120, можно определить с небольшой погреш-
ностью (считая, что высота камеры сжатия h — 2ё) начальный объем
одной камеры сжатия (в л3):
V = -D~—-I2e, (210)
За один оборот (2л радиан) ротора подается воздух в объеме
V1 = vz=(nD — 6z)l2e, (211)
откуда производительность компрессора (в м3/сек)
Q = {nD-bz)le^-^ (212)
где <0 — скорость вращения ротора в рад/сек4,
ц0 — объемный к. п. д. компрессора, равный 0,8—0,85.
252
Между основными размерами ротационных пластинчатых ком-
прессоров существуют определенные соотношения. Если принять
за основу внутренний радиус корпуса R, то остальные размеры
будут следующими: .
Внешний радиус ротора
Эксцентриситет . . .
Длина ротора ....
Ширина пластин . .
г = (0,86 4- 0,89) R
е = (0,11 ч- 0,14) R
I = (3,2 ч- 4,2) R
b = (0,44 4- 0,54) R
Рабочие пластины стальные толщиной 1— 5 мм. Число пластин
z = 20 4- 30 и лишь для очень малых машин оно снижается до шести.
Теоретическая работа, затрачиваемая на сжатие 1 .и3 газа, опре-
деляется в ротационных компрессорах так же, как и в поршневых:
т-1
т
-1
(213)
где I — работа в дж/м3 (кгс-м/м3);
т — показатель политропы при сжатии;
— начальное давление в н/м2 (кгс/м2);
р2 — конечное давление в н/м2 (кгс/м2).
Однако значение т у этих машин будет выше, чем у поршневых,
и даже выше показателя адиабаты (т >> к). Это объясняется тем, что
вследствие трения пластин о корпус и перетекания газа из полости
в полость к газу при сжатии будет подводиться тепло. Следовательно,
ротационные машины менее экономичны, чем поршневые.
Так же, как и у поршневых машин, подача ротационного компрес-
сора имеет пульсирующий характер, причем пульсация будет тем
меньше, чем большее число пластин имеет ротор.
Остановимся еще на одной особенности ротационного компрес-
сора, изображенного на рис. 119. Эта особенность заключается
в следующем: если компрессор рассчитан на определенное давление
нагнетания, то при меньшем давлении нагнетания он будет потреблять
такую же мощность, как и в первом случае. Происходит это в резуль-
тате того, что изменение объема камеры сжатия в процессе перемеще-
ния ее от всасывающего окна к нагнетательному в ротационном
компрессоре зависит только от геометрии компрессора, и, следова-
тельно, в машине, рассчитанной на определенное давление нагнета-
ния, газ будет сжиматься на ту же величину и при меньшем давлении
нагнетания. В тот момент, когда камера сжатия будет сообщена
с нагнетательным патрубком, газ расширится до давления в этом
патрубке и работа, затраченная на излишнее сжатие, окажется
бесполезной.
Чтобы избавиться от этого недостатка, на цилиндрической части
корпуса ротационных компрессоров предусматривают специальную
полость, соединенную с нагнетательным патрубком, в которой
расположены клапаны 1-4-5. Ротационный компрессор с такими
клапанами изображен на рис. 121. Если давление в нагнетательном
253
патрубке начнет уменьшаться, то вначале откроется клапан 5,
при дальнейшем уменьшении давления — клапан 4, затем клапаны 3
к 2 и, наконец, клапан 1, выпуская из камер сжатия газ при давлении,
равном давлению в нагнетательном патрубке.
При подсчете работы, затрачиваемой на сжатия газа [формула
(213)1 для ротационного компрессора, не имеющего нагнетательных
клапанов, р2 (конечное абсолютное давление) берется паспортное;
если же компрессор имеет нагнетательные клапаны, то р2 берется
равным действительному абсолютному давлению нагнетания.
Рис. 121. Ротационный компрессор с нагнетательными
клапанами.
(214)
Если работа I подсчитана в дж/кг, мощность по валу компрессора
можно определить по формуле (в вт)
Пмех
Если же работа подсчитана в кгс-м, то мощность (в л. с.)
дг —____________________________1.2—
" 75т]мех •
Механический к. п. д. ротационных машин цмех — 0,80 -4- 0,90,
причем большее значение т]мех у машин большей производительности.
Низкое значение цмех объясняется большими силами трения концов
пластин о внутреннюю поверхность корпуса, а также трением пластин
при движении их в прорезях ротора.
254
Регулирование производительности пластинчатых ротационных
компрессоров достигается изменением числа оборотов ротора, дрос-
селированием на всасывании и периодическими остановками ком-
прессора. Машины с нагнетательными клапанами переводят на
холостой ход, соединяя нагнетательный патрубок со всасывающим.
Метод дросселирования на всасывании наименее экономичен.
При регулировании изменением числа оборотов пределы регули-
рования определяются, исходя из окружной скорости конца пла-
стины, скользящего по корпусу. Для стальных пластин минимальной
скоростью считают cmln = 7 м/сек, максимальной скоростью стах —
= 12 -г- 15 м/сек. При скорости, меньшей 7 м/сек, центробежная
сила, прижимающая пластины к корпусу, становится недостаточной,
вследствие чего увеличиваются утечки. При скорости, большей
12—15 м/сек, пластины быстро изнашиваются.
Основными преимуществами ротационного пластинчатого ком-
прессора по сравнению с поршневыми являются следующие:
1. Незначительное снижение производительности при увеличении
противодавления.
2. Компактность и небольшой вес.
3. Спокойная уравновешенная работа (так как отсутствует
кривошипно-шатунный механизм). Поэтому под компрессором соо-
ружается небольшой фундамент.
4. Большое число оборотов компрессора, допускающее примене-
ние быстроходных электродвигателей (п = 1450, 960 и 735 об/мин),
и равномерная подача.
5. Простота конструкции (меньшее число деталей).
Наряду с этим ротационные компрессоры имеют следующие
недостатки:
1) меньший к. п. д., чем у поршневых машин;
2) необходимость точного изготовления и сложность техно-
логии;
3) ограниченное конечное давление.
Ротационные пластинчатые компрессоры применяют для продувки
и наддува мощных двухтактных двигателей, а также в качестве
вакуум-насосов. В последнем случае они обеспечивают вакуум
до 95%, а при последовательной установке двух компрессоров —
ДО-;99%.
Одной из разновидностей ротационных машин является воздухо-
дувка Рутса (рис. 122). Она состоит из корпуса 1 со всасывающим а
и нагнетательным б патрубками. В корпусе с одинаковой ско-
ростью вращаются два ротора 3 специального профиля, насаженные
на параллельные валы 2.
Равенство угловых скоростей роторов обеспечивается двумя
шестернями, расположенными вне рабочей полости корпуса и свя-
зывающими валы роторов. Профиль роторов выбран таким, что
роторы друг с другом не соприкасаются и между ними всегда имеется
небольшой зазор. Роторы выполняются с двумя, тремя, реже с че-
тырьмя лопастями (зубьями).
255
Воздуходувки Рутса просты по конструкции, компактны и легки,
но трудны в изготовлении из-за сложного профиля ротора.
Производительность такой воздуходувки зависит от числа обо-
ротов и диаметра ротора, его длины, а также от степени использова-
ния площади сечения ротора (коэффициент у) и коэффициента подачи,
определяемого главным образом величиной утечек через зазоры
между роторами и корпусом и между самими роторами. Ее можно
Рис. 122. Схема воздуходувки систем
Рутса.
определить по формуле
Q = -j- лпР2/уЛу, (215)
где п — число оборотов ро-
торов в рад/сек
или в об/сек',
D — диаметр роторов
в .и;
I — длина роторов в 3t.
Коэффициент у зави-
сит от формы профиля
и обычно имеет следу-
ющие значения:.у = 0,49 ч-
ч- 0,53 — для трехлопа-
стных роторов; у = 0,53 ч-
ч- 0,59 — для двухлопа-
стных роторов.
Коэффициент подачи
составляет 0,75—0,85. Он
типа будет приближаться к
верхнему пределу при
высокой точности изгото-
вления роторов и корпуса и при окружных скоростях, равных 40—
50 м/сек.
Зазоры между роторами выбираются в зависимости от многих
причин: величины теплового расширения ротОра, точности изготовле-
ния ротора и шестерен, связывающих роторы между собой, прогиба
и закручивания валов и т. д. Если обозначить расстояние между
осями роторов через 2а и сравнить зазоры между роторами (а также
между роторами и корпусом воздуходувки) с этим расстоянием,
то окажется, что в выполненных воздуходувках отношение зазора
6 к межцентровому расстоянию 2а находится в пределах 0,001 —
0,002, а в абсолютных цифрах этот зазор равен 0,25—1,5 леи, достигая
в отдельных конструкциях большей величины.
Воздуходувки Рутса применяют при конечном давлении от
6000 до 80 000 н/м2 (от 0,06 до 0,8 кгс/см2) и изготовляют производи-
тельностью от 0,03 до 6,7 м3/сек.
256
Глава VII
ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
§ 1. Принцип работы турбомашин и область их применения
Турбинные компрессоры относятся к классу лопаточных машин
и могут быть центробежного или осевого типа. Как в центробежных,
так и в осевых машинах сжатие газа осуществляется путем сообщения
ему лопатками машин большой кинетической энергии, преобразуемой
затем в работу сжатия газа. Разница состоит в том, что в центробеж-
ных машинах поток газа под давлением лопаток перемещается
к периферии, в то время как в осевых лопатки заставляют поток
перемещаться вдоль оси машины. Эта разница обусловлена различной
формой и конструкцией лопаток. В центробежных машинах лопатки
крепятся к укрепленному на валу компрессора основному диску
и закрыты, в большинстве случаев, покрывающим диском (кольцом).
Газ, поступающий на рабочее колесо в осевом направлении, изменяет,
встречаясь с основным диском, свое направление на радиальное
и попадает на лопатки колеса. В осевых компрессорах рабочие колеса
дисков не имеют. Они представляют собой втулку, к которой при-
креплены консольные лопатки.
Турбинные компрессоры обычно применяются при степенях
сжатия от 2 до 8 и при производительности, отнесенной к условиям
всасывания, большей 16 м^/сек.
Турбинные компрессоры имеют меньший к. п. д., чем хорошо
выполненные поршневые машины, что особенно заметно при малой
производительности и большой степени сжатия (т. е. при небольших
проходных сечениях в колесах и при большом их числе). Зато они
имеют ряд преимуществ по сравнению с поршневыми машинами.
Эти преимущества следующие: простота конструкции, надежность
работы, удобство эксплуатации, больший межремонтный период,
малые габаритные размеры и вес, уравновешенность машины и,
следовательно, легкий фундамент, непрерывная и плавная подача
газа, отсутствие загрязнения газа смазкой. Благодаря этим пре-
имуществам при производительности более 16 м^/сек эксплуатация
турбокомпрессоров оказывается иногда более экономичной, чем
эксплуатация поршневых компрессоров, несмотря на больший
к. п. д. последних.
§ 2. Основы теории турбокомпрессоров
Конструктивная схема турбокомпрессора сходна с конструктив-
ной схемой центробежного или осевого насоса. Здесь также основной
частью является рабочее колесо, при помощи которого передается
энергия от двигателя к сжимаемому газу.
Выведенное в главе «Центробежные насосы» основное уравнение
(162) центробежного насоса справедливо и при расчете центробежных
компрессорных машин. Напомним вывод этого уравнения.
17 Заказ 861
257
Полный теоретический напор, создаваемый рабочим колесом»
определяется из соотношения
колеса (рис. 123), создаваемый им
Рис. 123. Рабочее колесо центробежной
машины.
ГТ Р2 — Р1 | 4~ 4
Так как
/>2—_ '4- '4 «2~ 4
PS 2g ' 2g
получаем
„ _ 4—4 I 4—4 । wl—wl
7 2g 2g 2g '
Исходя из треугольников скоростей на входе и выходе рабочего
ный теоретический напор
можно записать так:
11гС<, COS «2— «1С1 COS «1
п т =------------------.
т g
Эта формула, написан-
ная в самом общем виде»
справедлива для всех ло-
пастных машин, т. е. водя-
ных, паровых и газовых
турбин, центробежных на-
сосов и вентиляторов, а
также турбокомпрессоров.
Мы не учитывали ра-
нее, что через колесо цен-
тробежных компрессорных
машин протекает не ка-.
пельная жидкость (плот-
ность которой — величина
постоянная), а газ, поэто-
му рассматриваемые нами
процессы несколько усложняются в результате изменения плотности
газа при изменении его давления. Однако существующие внутри
колеса разности давлений так малы, что расчет можно вести по
средней плотности.
Анализ уравнения (162) позволяет сделать следующие выводы.
1. Наибольший напор достигается при радиальном входе газа
на рабочее колесо = 90°). Это требование обычно выполняется.
2. Напор, создаваемый колесом, будет тем больше, чем больше
угол наклона лопаток на выходе 02- Несмотря на это, колеса турбо-
воздуходувок и турбокомпрессоров имеют лопатки с ₽ < 90° (т. е.
загнутыми по ходу назад), так как такие колеса имеют более высокий
к. п. д.
Колеса с лопатками, загнутыми по ходу вперед (т. е. с р>90°),
применяются иногда в вентиляторах, где создаваемый напор невысок,
а поэтому к. п. д. колеса не имеет решающего значения.
258
Как указывалось ранее, фактический напор, создаваемый коле-
сом, меньше теоретического вследствие конечного числа лопаток
и наличия в колесе гидравлических потерь.
В центробежных компрессорных машинах это уменьшение созда-
ваемого напора обычно учитывается коэффициентом ф, зависящим
от формы лопаток:
Я = от]гфи2 = фи2, (216)
где с — коэффициент, учитывающий конечное число лопаток у ра-
бочего колеса;
цг — гидравлический к. п. д.;
Ф — коэффициент закручивания потока ц>(с2и/и2);
ф — коэффициент уменьшения создаваемого напора, равный
0,5—0,7 для лопаток, загнутых назад, 0,6—0,8 для лопаток с
радиальным выходом и 0,8 — 1,1 для лопаток, загнутых вперед.
Рабочее колесо центробеж-
ной машины создает тем боль-
шее давление, чем выше окруж-
ная скорость на выходе из
колеса. В настоящее время при
изготовлении колес из легиро-
ванной стали в одном колесе
центробежной компрессорной
машины можно получить сле-
дующую степень сжатия:
т __ Ру _। 25 ' 1 5 Рис. Устройство для преобразо-
Р1 ’ ’ вания кинетической энергии.
Если требуется получить большие степени сжатия, то газ сжимают
последовательно в нескольких колесах. При этом степень сжатия
в каждой ступени в турбовоздуходувках и турбокомпрессорах
определяют следующим образом:
т = (217)
где т — степень сжатия;
z — число ступеней;
рк — конечное абсолютное давление;
рн — начальное абсолютное давление.
Газ, выходящий из рабочего колеса, обладает большой кинетиче-
ской энергией. Прежде чем он попадет на следующее рабочее колесо
или в нагнетательный трубопровод, необходимо преобразовать эту
кинетическую энергию в давление. Для этого после каждого рабочего
колеса в неподвижном корпусе турбомашины 3 (рис. 124) предусмат-
ривают направляющий аппарат 2. Направляющий аппарат разбит
лопатками на каналы, образующие неподвижную круговую решетку,
задачей которой является раскручивание воздуха и превращение
кинетической энергии движения в потенциальную энергию давления.
17* 259
В центробежных компрессорах вместо направляющих аппаратов
иногда устанавливают безлопаточные диффузоры 1. В направляющих
аппаратах благодаря наличию в них лопаток преобразование кине-
тической энергии в давление происходит интенсивнее, вследствие
чего габаритные размеры их меньше, чем у безлопаточных диффу-
зоров.
Для сбора газа, выходящего из направляющего аппарата, и под-
вода его к нагнетательному трубопроводу служит нагнетательная
камера корпуса компрессора. Чтобы сделать это с нименыпими по-
терями, нагнетательной камере обычно придают форму спирали
(улитки), к которой проходные сечения для газа постепенно увеличи-
ваются соответственно с возрастанием количества газа, равномерно
выходящего по всей окружности направляющего аппарата со ско-
ростью 50—60 м!сек. Спиральный кожух заканчивается диффузором 4
с конусностью 6—8°. В диффузоре происходит дальнейшее преобра-
зование кинетической энергии газа в давление.
Рассматривая давление, создаваемое рабочим колесом, мы отме-
чали, что действительное давление меньше теоретического вследствие
ряда причин. Точно так же действительная производительность
центробежной машины будет меньше теоретической в результате
утечек газа через зазоры между колесом и корпусом.
Отношение действительной подачи к теоретической называют
объемным к. п. д. Он равен
11о = ’1г = 1Г+7’ (218)
где Q — действительная производительность компрессора в м^/сек;
Qr — теоретическая производительность компрессора в м3!сек-,
q — количество газа, ушедшего через зазоры, в м31сек.
Мощность, необходимая для приведения центробежной компрес-
сорной машины в действие, складывается из полезной мощности,
передаваемой газу рабочим колесом, и мощности, бесполезно расходу-
емой на преодоление сопротивления его движению на лопатках
колеса, на трение дисков колеса о газ, на трение в подшипниках
и на сжатие газа, ушедшего через зазоры.
Полезная мощность, воспринятая газом (в вт):
Nn = Qp, (219)
где Q — подача в м31сек-,
р — давление газа в н]м2.
Мощность на валу центробежной компрессорной машины
(220)
где т] — общий к. п. д. машины, равный произведению объемного,
гидравлического и механического к. п. д., т. е.
Л = ЛоЛгЛмех'
260
В турбокомпрессорах ввиду значительной степени сжатия при-
меняют охлаждение сжимаемого газа. При этом охлаждение может
производиться следующими способами:
а) охлаждение секций компрессора подачей воды в специально
выполненные полости внутри корпуса с тем, чтобы приблизить про-
цесс к изотермическому. Так как охладить газ в рабочих колесах
конструктивно невозможно, этот способ сводится к охлаждению
газа после каждого рабочего колеса. Способ дорогой и малоэффек-
тивный;
б) охлаждение газа в вынесенных холодильниках после каждого
цилиндра, в котором расположено несколько рабочих колес;
Рис. 125. Процесс сжатия в охлаждаемом турбо-
компрессоре.
в) комбинированное охлаждение газа (сочетание первого и вто-
рого вариантов). Конструктивно сложный и дорогой, но наиболее
эффективный способ.
Рассмотрим, как процесс сжатия в турбокомпрессоре, охлажда-
емом по второму варианту, изобразится на этропийной диаграмме
T—s (рис. 125).
Газ, поступающий в колесо первой ступени, с давлением р0
и температурой То сжимается в первой группе колес до давления рг.
Прц этом его температура повышается до 7'1. Затем газ поступает в
промежуточный холодильник, где охлаждается до температуры Т[,
близкой к начальной температуре То. В этом случае газ отдает
в холодильнике тепло, изображенное на диаграмме Т—s заштри-
хованной плошадкой, лежащей под линией Т'г — 1\.
Во второй группе колес давление и температура газа достигают
значений Г2 и р2. Во втором промежуточном холодильнике газ
охлаждается до температуры Т’г. После третьей группы колес его
температура и давление становятся равными Т9 и ps.
261
Работа, затраченная на сжатие газа, будет равна сумме работ
отдельных групп:
г = Ср(Л-П) + ^(Г2-7’;) + Ср(7’3-7’;). (221)
Эта работа будет тем меньше, чем совершеннее промежуточное
охлаждение. При отсутствии охлаждения она была бы равной
z=Cp(r;-70).
(222)
Выигрыш в работе, полученный благодаря охлаждению, на
рис. 125 заштрихован горизонтальными линиями.
О совершенстве конструкции турбокомпрессоров можно судить
по отношению изотермической работы к действительно затраченной.
Рис. 126. Характеристика центробежной
машины.
Это отношение называется
изотермическим к. п. д.
компрессора:
Пиз = -^. (223)
У современных турбоком-
прессоров циз = 0,5 -г- 0,7.
В центробежных компрес-
сорных машинах так же,
как и во всех центробежных
машинах, подача не является
постоянной величиной. Она
зависит от давления в нагне-
тательном патрубке. Если
при неизменном числе оборотов постепенно менять величину открытия
напорной задвижки, измеряя при каждом изменении подачу и напор,
то, нанеся полученные точки на диаграмму и соединив их плавной
кривой, можно получить характеристику машины. Такая характери-
стика, а также изменение к. п. д. машины и потребляемой ею мощности
показаны на рис. 126.
Как видно из рис. 126, наибольшая подача будет при отсутствии
противодавления в нагнетательном патрубке. При повышении проти-
водавления подача постепенно уменьшается, а после точки К вместе
с уменьшением подачи начинает понижаться и создаваемый турбо-
машиной напор.
Точку К называют критической точкой. Если подача становится
меньше Qk, работа машины делается неустойчивой. Это происходит
потому, что одному и тому же напору Нх соответствуют две величины
подачи: Qr и Q\. Вследствие этого машина начинает работать то на
одном, то на другом режиме. Газ подается рывками. Наблюдаются
резкие сотрясения машины. Это явление называется помпажем.
Расчетная или нормальная производительность машины всегда
находится правее точки К, в области устойчивой части кривой
и максимального значения к. п. д.
262
Трубовоздуходувки и турбокомпрессоры вследствие своих кон-
структивных особенностей имеют характеристики, у которых нор-
мальная область работы довольно близка к критической точке.
Для этого предусматривается сложная система регулирования для
защиты машины от помпажа.
В основу регулирования положен один из следующих принципов
или комбинация их.
1. Изменение числа оборотов. Можно считать, что производи-
тельность центробежных машин пропорциональна числу оборотов
QilQ == п'^/п, а развиваемый напор пропорционален квадрату чисел,
оборотов
Я' __ / п’ \2
Н ~ I п )
Поэтому, если привод позволяет изменять число оборотов вала
компрессора, то при приближении к критической точке, изменив
число оборотов, можно снова попасть в устойчивую область работы.
Такое регулирование наиболее экономично.
2. Дросселирование на всасывании. С уменьшением давления
газа на входе в рабочее колесо увеличивается его удельный объем.
Так как характеристика машины, изображенная на рис. 126, отно-
сится к условиям входа на колесо, становится возможным, оста-
ваясь в зоне устойчивой работы, уменьшать массовую подачу газа.
К. п. д. при этом уменьшается, так как при дросселировании те-
ряется разность давления до и после дросселя.
3. Перепуск лишнего количества газа на всасывание. При умень-
шении производительности машины до критической открывается
антипомпажный клапан и пропускаются излишки газа обратно
во всасывающий трубопровод или в атмосферу. Этот способ также
экономически невыгоден, так как теряется часть затраченной работы.
4. Снабжение трубомашины газовой турбиной. В отличие от
предыдущего способа излишки газа, проходящие через антипомпаж-
ный клапан, подаются на рабочее колесо газовой турбины, где
отдают энергию," затраченную на его сжатие. Благодаря этому
к. п. д при работе с малыми подачами почти не уменьшается.
5. Регулирование поворотом лопаток направляющего аппарата.
Поворачивая лопатки направляющих аппаратов, можно изменить
характеристику турбомашины и тем самым значительно уменьшить
зону неустойчивой работы с незначительным уменьшением к. п. д.
§ 3. Конструкция турбомашин
В качестве примера конструкции турбомашин можно привести
центробежный компрессор типа К-380-101-1 конструкции Невского
машиностроительного завода им. В. И. Ленина, предназначенный1
для сжатия попутного нефтяного газа.
Вследствие высокой степени сжатия компрессор выполнен двух-
цилиндровым; каждый цилиндр состоит из пяти ступеней сжатия.
26а
При переходе из первого цилиндра во второй газ охлаждается
в газоохладителе с круглыми ребристыми трубками, расположенном
в подвальном помещении.
Приводом компрессора служит электродвигатель типа
CTMC-600Q-2 мощностью 6000 кет и скоростью вращения, равной
3000 об/мин.
Скорость вращения обоих цилиндров различна: 7350 об/мин
у ступени, расположенной в первом цилиндре, и 17 000 об/мин во
втором, что достигается применением зубчатых редукторов между
электродвигателем и первым цилиндром и между цилиндрами.
Техническая характеристика компрессора К-380-101-1
Производительность, отнесенная к О9 С и 760 мм рпг. ст., м3/ч . . . 30 000
Начальное избыточное давление, Мн/м2 .......................... 0,05
Конечное избыточное давление, Мн/м2 ............................ 4,1
Плотность газа при нормальных физических условиях (р = 101 325 н/м2
и t — 0° С), кг/м3 .......................................... 1,3
Потребляемая мощность, кет ...................................... 4680
Расход охлаждающей воды, м3/ч ................................. 146
Начальная температура охлаждающей воды, РС..................... 25
Вес компрессора (двух цилиндров), кг .......................... 13 000
Вес газоохладителя с патрубками между компрессором и газоохлади-
телем, кг ..................................................... 5000
Вес редуктора, кг ............................................. 4650
§ 4. Эксплуатация турбокомпрессоров
Несмотря на общность многих элементов турбомашин различных
конструкций, каждая из них имеет свои специфические особенности,
находящие отражение в правилах эксплуатации, составляемых
заводами-изготовителями. Эти правила надо обязательно соблюдать.
Вместе с тем, часть этих правил может быть выделена как общая
для всех машин.
Турбовоздуходувки и турбокомпрессоры пускаются в ход всегда
при закрытой задвижке на всасывающей линии. До пуска машины
в ход обязательно приводится в действие масляный пусковой насос,
а также включается система водяного охлаждения.
Задвижка на нагнетательной линии должна быть открыта, а если
на ней есть давление, то машина должна быть соединена с холостой
линией. По достижении нормального давления надо выключить мас-
ляный пусковой насос.
Во время работы турбомашины давление газа и масла должно
находиться в пределах, указанных в заводской инструкции. Избыточ-
ное давление масла должно быть не менее 1 кгс/см2, температура
его не должна превышать 50—60° С, а температура охлаждающей
воды (на выходе) — 35—40° С. Обслуживающий персонал должен
наблюдать за исправным состоянием предохранительных и регули-
рующих устройств, систематически продувать промежуточные хо-
264
лодильники и корпус турбомашины для удаления накопившегося
конденсата.
Во время эксплуатации турбовоздуходувок и турбокомпрессоров
могут возникнуть следующие неисправности.
1. Постепенное повышение конечной температуры сжатого газа.
Это происходит от загрязнения поверхностей охлаждения илом
или накипью. Устраняется очисткой при планово-предупредительных
ремонтах.
2. Повышение температуры выходящей охлаждающей воды.
Причинами могут быть уменьшение количества воды или повышение
ее температуры на входе. Устраняется увеличением количества
воды, омывающей охлаждающие поверхности.
3. Появление сжимаемого газа в водяных полостях вследствие
нарушения герметичности уплотнений. При этом необходимо не-
медленно остановить агрегат и устранить неисправность.
4. Вибрация машины, ощутимая на опорах и некоторых местах
корпуса. В большинстве случаев она появляется в результате увели-
чения зазоров вследствие износа вкладышей подшипников и вала.
Появление вибрации может быть вызвано и другими причинами:
недостаточным давлением масла, расцентровкой муфтовых соеди-
нений и нарушением балансировки ротора. При появлении вибрации
на' рабочем режиме машина должна быть остановлена.
5. Недопустимое повышение температуры подшипников. При-
чинами этого могут быть недостаточная смазка в результате ухудше-
ния работы масляного насоса, загрязнения фильтров и маслопровод-
ных отверстий, плохое охлаждение масла в масляном холодильнике
и др. При перегреве подшипников необходимо немедленно остановить
машину, так как может выплавиться баббит из вкладышей и про-
изойти авария машины.
Для остановки турбомашины следует закрыть всасывающую
задвижку, пустить пусковой масляный насос и остановить машину.
Затем надо закрыть задвижку на нагнетательной линии, отключить
охлаждающую воду, остановить через 15—20 мин пусковой масляный
насос и открыть продувочные краны на машине и промежуточных
холодильниках. Если есть опасность замерзания воды, следует
спустить воду из всех охлаждающих полостей.
При аварийной остановке прежде всего выключается двигатель,
а затем включается пусковой масляный насос. Остальные операции
производятся в обычном порядке.
265
Глава VIII
НАГНЕТАТЕЛИ
§ 1. Назначение и конструкция нагнетателей
Нагнетатели представляют собой одноступенчатые центробеж-
ные компрессорные машины, не имеющие специальных устройств
для охлаждения сжимаемого газа. Они предназначены для дожития
газа на компрессорных станциях магистральных газопроводов про-
изводительностью более 12-10е м3/сутки и могут осуществлять либо
одноступенчатое сжатие (нагнетатели работают в трассу газопро-
вода параллельно), либо двух- и трехступенчатое сжатие (два или
три нагнетателя работают в трассу газопровода последовательно).
В большинстве случаев на компрессорных станциях магистраль-
ных газопроводов применяют центробежные нагнетатели типа 280-11
и 280-12 с осевым подводом газа. Помимо них наша промышленность
выпускает нагнетатели с тангенциальным подводом газа типа
НГ-280-9; Н-300-1,23, 520-12-1 и др. Основные данные центробеж-
ных нагнетателей приведены в табл. 13.
Таблица 13
Основные данные центробежных нагнетателей
Параметры Типы нагнетателей
280-11 с рабо- чим колесом D-590 280-12 НГ-280-9 Н-300-1,23
Производительность, млн. № газа в сутки . . . 13,0 14,0 34,0 18,2
Абсолютное давление газа после нагнетателя, кгс/см2 ....... 56 56 56 56
Скорость вращения, об /мин 7950 7950 5000 6200
Потребляемая мощность, кет . - . । 3750 4000 9000 6000
Нагнетатель типа 280-12 (рис. 127) является машиной с кон-
сольно расположенным рабочим колесом и односторонним осевым
подводом газа. Главными частями его являются: корпус Г, корпус
подшипника /Г, ротор Ill и система уплотнения.
Ротор нагнетателя состоит из следующих деталей: вала 2 с упор-
ными дисками 4, рабочего колеса 7, зубчатой полумуфты и вспомо-
гательных деталей.
Рабочее колесо наружным диаметром 600 мм Имеет 7 длинных
я 7 коротких цельнофрезерованных с основным диском лопаток,
266
загнутых назад. Оно закрыто покрышкой, соединенной с основным
диском заклепками, проходящими через тело лопаток.
Рабочее колесо насаживается на вал с натягом и, кроме того,
крепится шпонкой, после чего на вал навертывается и стопорится
штифтом гайка-обтекатель 9. Между гайкой-обтекателем и рабочим
колесом предусмотрен тепловой зазор.
На валу ротора имеется кроме двух упорных дисков бурт 5
для реле осевого сдвига. На упорном диске, расположенном ближе
1 I
Рис. 127. Нагнетатель типа 280-12-2.
к рабочему колесу, имеются кольцевые выступы для уплотнения
в перегородке 7.
Ротор, предварительно подвергающийся динамической балан-
сировке, устанавливается на двух подшипниках скольжения — опор-
ном 8 и опорно-упорном 6, корпусы которых изготовлены из стали,
а вкладыши залиты баббитом Б-83. Вкладыш опорного подшипника
устанавливается в торцевой стенке улитки и закрепляется флан-
цем на шпильках. Его центровка обеспечивается точной обработ-
кой посадочных мест. Он является одновременно и уплотнительной
втулкой, отделяющей полость загазованного масла (находящуюся
267
внутри улитки с противоположной стороны от всасывающего па-
трубка) от полости чистого масла, которую образует улитка и пере-
городка в корпусе опорно-упорного подшипника.
В корпусе опорного подшипника имеются кольцевой паз и ра-
диальные сверления, через которые к шейке вала под давлением,
превышающим на 0,2—0,3 Мн1м2 (2—3 кгс/сл2) давление газа
в улитке, подается уплотнительное масло, создающее масляный
затвор, препятствующий выходу газа из улитки. Для создания
указанного превышения давления масла зазор между шейкой вала
и баббитовой заливкой вкладыша выдерживается в пределах 0,12-—.
0,15 мм. Опорно-упорный подшипник воспринимает своей упорной
частью также осевые усилия, возникающие при работе нагнетателя.
Эти усилия направлены обычно в сторону всасывающего патрубка
10, но при ненормальных режимах работы нагнетателя (малая сте-
пень сжатия и большие расходы) могут не только изменить свою
величину, но и направление.
Вкладыш опорно-упорного подшипника устанавливается в кор-
пусе подшипника. Его установка осуществляется специальными по-
душками, прикрепленными к вкладышу винтами. Корпус вкладыша
изготовлен из чугуна марки СЧ 15-32, а упорные колодки из бронзы
ОФ-Ю-1. Поверхность трения вкладыша и упорных колодок залиты
баббитом Б-83. Диаметральный зазор между шейкой вала и расточ-
кой вкладыша выдерживается в пределах 0,14—0,19 мм, а осевой
разбег ротора (зазор между упорными дисками и колодками) в пре-
делах 0,35—0,45 мм.
На конец вала, выходящий за опорно-упорный подшипник, на-
саживается зубчатая полумуфта.
Корпус нагнетателя состоит из стальной улитки, всасывающего
и нагнетательного патрубков и блока опорно-упорного подшипника.
Размеры фланца всасывающего патрубка выбраны такими, чтобы
обеспечить возможность монтажа и демонтажа ротора через отвер-
стие в торцевой стенке улитки со стороны всасывания. Блок опорно-
упорного подшипника крепится к противоположному торцу улитки.
Для уменьшения утечек газа из полости нагнетания в полость вса-ч
сывания на покрывном диске улитки устанавливается уплотнение
в виде алюминиевой обоймы с кольцевыми лабиринтами, обращен-
ными к покрышке колеса. Диаметральный зазор между обой-
мой и покрышкой колеса 0,60—0,87 мм, радиальный — 0,30—
0,57 мм.
Внутри корпуса опорно-упорного подшипника установлено реле
осевого сдвига, а в крышке имеются гнезда 3 для установки термо-
метров сопротивления.
Система смазки нагнетателя принудительная. В опорно-упорный
подшипник подается масло под давлением 0,45 Ми/м1 (4,5 кгс/см2),
в зубчатую муфту — под давлением 0,05—0,06 Мн/м2 (0,5—
0,6 кгс/сл2), в опорный подшипник — под давлением до 6,5 Мн{м“
(64 кгс/сл2). В прследний масло подается не только для смазки,
но и для уплотнения.
268
Система масляного уплотнения нагнетателя будет описана ниже.
Нагнетатель типа 280-11 существенного отличия от нагнетателя
типа 280-12 не имеет.
Нагнетатели типа НГ-280-9 (рис. 128) — одноступенчатые, с ра-
бочим колесом двустороннего всасывания, обеспечивающим почти
полное уравновешивание осевых усилий на ротор.
Корпус нагнетателя, имеющий горизонтальный разъем, выпол-
нен двойным: внутри толстостенного сварнолитого внешнего корпуса
6, рассчитанного на восприятие давления газа, установлен тонкостен-
ный чугунный корпус 5, представляющий собой спиральную ка-
меру с начальным участком диффузора.
Во внутренний корпус со стороны входа газа в рабочее колесо
4 устанавливаются обтекатели 7, в которые запрессованы уплотни-
тельные кольца лабиринтного типа. К торцевым стенкам внешнего
корпуса приварены щеки, образующие маслосборные камеры 2
и маслосборники 1.
Предусмотренные на щеках: фланцы служат для соединения масло-
сборника с газовым пространством поплавковой камеры (верхний фла-
нец) и для слива протекающего масла из уплотнений в поплавковую
камеру (нижний фланец со смотровым стеклом).
Торец картера заднего, опорно-упорного подшипника закрыт
крышкой S, к которой крепится гидравлический индикатор реле
осевого сдвига ротора. Картер переднего, опорного подшипника
является также кожухом муфты.
Стальной вал 3 и насаженные на него рабочее колесо нагнетателя
4, маслоотбойные и уплонительные втулки, упорный диск и зубча-
тая полумуфта образуют ротор нагнетателя.
Для обеспечения герметизации вала нагнетатель имеет кон-
цевые масляные уплотнения. Кроме них в нагнетателе предусмотрены
маслозащитные уплотнения, служащие для предотвращения попа-
дания масла в проточную часть нагнетателя.
К нагнетателям с односторонним всасыванием, но с тангенциаль-
ным подводом газа к всасывающему колесу относится нагнетатель
типа Н-300-1,23.
В этом нагнетателе литой стальной корпус выполнен без гори-
зонтального разъема. В корпусе предусмотрен картер подшипников,
в котором расположены опорный и опорно-упорный вкладыши,
разгрузочное устройство, реле осевого сдвига и зубчатая муфта.
Входное устройство образуется профильными вставками и торцевой
крышкой.
При пуске нагнетателя под давлением последнее создает зна-
чительную осевую силу, направленную по валу в сторону турбины.
Для облегчения работы опорно-упорного подшипника на этом ре-
жиме в нагнетателе имеется специальное разгрузочное устройство.
Оно представляет собой камеру, образованную диском, выполнен-
ным, как и упорный диск, заодно целое с ротором, и неподвижной
перегородкой с лабиринтовыми уплотнениями. При пуске нагне-
тателя в эту камеру пусковой насос подает масло под давлением
269
1,0—1,2 Мк/л1 (10—12 кгс/см2), создавая усилие, упйеньшающее
в 2—3 раза осевое давление газа.
Нагнетатель имеет две системы уплотнений: лабиринтного типа —
предотвращающее протечки газа между напорной и всасывающей
камерой и комбинированного типа (лабиринтное с гидравлическим
4 5 6
Рис. 128. Нагнетатель типа НГ-280-9.
затвором), устраняющее прорыв газа из напорной камеры в картер
подшипника. Роль гидравлического затвора, как ив других конструк-
циях нагнетателей, играет опорный подшипник, но масло к нему
подводится в этом нагнетателе под давление 12 кгс/см1, поддержи-
ваемым регулятором давления «после себя». Газ, прошедший через
лабиринтное уплотнение и снизивший давление до 10 кгс/см2, по-
ступает в коллектор топливного газа.
На рис. 129 показан поперечный разрез нагнетателя типа
Н-300-1,23.
270
Нагнетатель, как и любая центробежная машина, имеет свою
аэродинамическую характеристику, построенную по результатам
испытания на заводе-изготовителе. Эта характеристика имеет вид,
Рис. 129. Нагнетатель типа Н-300-1,23.
показанный на рис. 126. Однако при работе нагнетателя на компрес-
сорной станции нагнетательного газопровода давление, температура
и состав газа, как правило, отличаются от номинальных значений.
Поэтому для того, чтобы избежать погрешностей, полученные на за-
воде-изготовителе характеристики должны быть пересчитаны
271
применительно к фактическим условиям, т. е. к той начальной темпе-
ратуре Тя, той газовой постоянной R и к тому коэффициенту сжима-
емости Z (последние два параметра зависят от состава газа), которые
имеют место при перекачке газа на магистральном газопроводе.
Для того чтобы облегчить такой пересчет, ВНИИгазом построены
в двух вариантах приведенные характеристики нагнетателей.
На рис. 130 показаны такие характеристики для нагнетателя
типа 280 с рабочим колесом диаметром 600 мм. В варианте а даны
зависимости степени сжатия е = pK!pn политропного к. и. д. цнач
и приведенной относительной внутренней мощности ((.Л^/ун)пр от при-
веденной объемной производительности <?пр при значениях при-
веденных относительных оборотов (и/ин)пр = 0,75 = 1,10.
В варианте б дана зависимость степени сжатия е и приведенной
внутренней мощности (7V()np от приведенной коммерческой произ-
водительности ((7к)пр и абсолютного давления на входе в нагнетатель
рн при различных значениях приведенных относительных оборотов
(и/ин)пр и нанесены линии постоянной приведенной объемной про-
изводительности
.. /" 2пр/?пр (Тн)пр
Vnp-V у zRT~n ’
что позволяет определить режим работы нагнетателя при различном
давлении на выходе, используя характеристики для номинального
давления газа за нагнетателем рк = 5,6 Мн/м2 (56 кгс/с.м2).
Для пересчета пользуются следующими зависимостями:
1кет/(кгсМ2)1;
\ Рно / Пр Рнб \ П /
<?пр = Q , [м3/мин];
/
/ п \ П 1 / ^ПР н)пр^пр
\ /?Н / Пр пн у ZTЯН 9
/ лт \ лт (^н)пр 1 / Znp (Гн)прЯпр ,
(^.)пр = ^.^— у ----------------- [кет}-
( )пр = <2пр У ~Znpf^p7?np [ м ЛН ‘ м^СУтКи ] •
В этих зависимостях:
Z — коэффициент сжимаемости, определяемый из графиков
или таблиц по температуре и давлению газа при входе
в нагнетатель;
R— газовая постоянная (кгс-м/кг-°К), определяемая по ве-
личине относительной плотности (по воздуху) или дан-
ным химического анализа;
272
Ь5
со
18 Заказ 861
Рис. 130. Приведен-
ные характеристики
нагнетателей типа
280.
Рп и рк — абсолютное давление газа перед нагнетателем и за ним
в Мн/м2 (кгс/см2);
Рн — удельный вес газа перед нагнетателем в кг/л3;
пп — номинальная скорость вращения вала привода в об/мин-,
Q — объемная производительность в м3/мин;
QK — коммерческая производительность в млн. м3/сутки.
§ 2. Масляное уплотнение нагнетателей
Конструкция нагнетателей разработана таким образом, что един-
ственным местом, где может происходить утечка газа из нагнетателя,
является (в исправной машине) опорный подшипник. Для того,
чтобы не допустить утечки газа, в подшипнике предусмотрено устрой-
ство масляного затвора. С этой целью к подшипнику от специаль-
ного винтового масляного насоса подводится масло под давлением,
превышающим на 2—3 кгс/см2 давление уплотняемого газа. Масло
отделяет внутреннюю полость нагнетателя от внешнего простран-
ства и через неплотности масляного затвора просачивается как во внут-
реннюю полость нагнетателя, так и наружу. При этом большая часть
масла сливается со стороны опорно-упорного подшипника, так как
с этой стороны нет противодавления газа.
Для того чтобы масло, просочившееся во внутреннюю полость
нагнетателя, не могло проникнуть в его рабочую часть, в нагнета-
телях типа 280 непосредственно за рабочим колесом установлено
винтовое масляное уплотнение, состоящее из стальной втулки с на-
ружной левой резьбой, напрессованной на вал и из неподвижной
обоймы 3 с правой внутренней резьбой (см. рис. 127), крепящейся
к корпусу нагнетателя. Резьба на стальной втулке разделена на три
участка, причем после первого и второго участков на втулке преду-
смотрены маслосбрасывающие гребешки. При вращении ротора
резьба втулки создает противоток масла, а маслосбрасывающие
гребешки отбрасывают попавшие на них капли масла через преду-
смотренные в неподвижной обойме щели во внутренние полости,
из которых масло сливается через отверстия в нижней части обоймы.
Радиальный зазор между втулкой и обоймой составляет 0,5—1,2 мм.
Аналогично устраняется протечка масла и в нагнетателях дру-
гих типов. Масляное уплотнение является одним из наиболее ответ-
ственных узлов нагнетателя со сложной системой обеспечения его
надежной работы. Задача этой системы — подача в масляное уплот-
нение заданного количества масла нужного качества и необходимой
температуры, с постоянным превышением давления масла над да-
влением газа.
Система масляного уплотнения нагнетателя и система смазки
образуют общую систему маслоснабжения нагнетателя. Эта система
включает в себя винтовой, зубчатые (пусковой и резервный) и цен-
тробежный масляные насосы, систему маслопроводов, масляный
бак, маслоохладители, инжекторы, редукционные и предохрани-
тельные клапаны, фильтры, аккумуляторы масла.
274
В то время как винтовой масляный насос обеспечивает работу
масляного уплотнения, а центробежный — смазку подшипников
нагнетателя во время работы, зубчатый масляный насос предназна-
чен, для поддержания необходимого давления масла в подшипниках
в периоды пуска и остановки. Так как остановка нагнетателя при не-
достаточном давлении масла в подшипниках может привести к серь-
езной аварии, помимо пускового масляного насоса предусмотрен
резервный с приводом от электродвигателя постоянного тока, ко-
торый включается в работу в тех случаях, когда пусковой насос
не обеспечивает необходимое давление.
Маслопроводы, вместе с остальным оборудованием масляного
хозяйства, единые для всего агрегата (нагнетателя, редуктора,
газотурбинного привода) образуют сложную систему, изображен-
ную на рис. 131.
Эта система фильтрует и охлаждает масло и обеспечивает под за-
данным давлением смазываемые места нужным количеством масла
необходимого качества, чистоты и температуры.
На рис. 432 показана схема масляного уплотнения нагнетателя
типа 280-12-2.
Винтовые насосы 5 по трубопроводу подают масло из маслобака
через маслоохладитель 6 под давлением, превышающем на 2—
3 кгс/см1 давление газа в улитке, к опорному подшипнику нагне-
тателя 2. Для того чтобы давление масла в трубопроводе было по-
стоянным и не зависело от температуры масла и степени разработки
подшипника, подача винтовых насосов выбрана несколько большей,
чем необходимо. Излишек масла регулятором перепада 4 сбрасы-
вается обратно в масляный бак. Масло, попавшее после опорного
подшипника в полость нагнетателя, стекает в поплавковую камеру
2, которая газовой линией соединена с той же полостью нагнетателя,
и по мере накопления в ней поступает через переключатель 7 в га-
зоотделитель 3. Периодичность поступления масла обеспечивает
поплавок, открывающий, по мере наполнения корпуса, через си-
стему рычагов сливное отверстие. Если дгрегат работает под на-
грузкой, переключатель подает масло в верхнюю часть газоотде-
лителя, который свечой сообщен с атмосферой. Газ, отделившийся
по мере стекания масла вниз, удаляется через эту свечу.
Для того чтобы избежать переполнения маслом поплавковой
камеры при работе агрегата на холостом ходу, переключатель в этом
случае открывает слив масла в нижнюю часть маслоотделителя.
Одновременно автоматически включается инжектор отсоса масла 8.
Аккумулятор масла вместимостью 300 л, расположенный на 4 м '
выше оси ротора, обеспечивает уплотнение нагнетателя в тех слу-
чаях, когда основной и резервный винтовые насосы не обеспечивают
по каким-либо причинам аварийного характера необходимое давле-
ние масла. В этом случае нагнетатель автоматически отсоединяется
от газопровода, открывается «свеча» и выдается команда на отклю-
чение привода. Время опорожнения аккумулятора, равное 10—
15 мин, достаточно для выполнения этих операций и выбега ротора.
18* 275
Креле пуска
А\ $ К Винтобым насасам 'пезе'вВнЬго
twV3y* *• 'масляного
11
12
ТВЛ
15
to 16
На щит
ИУ р И-г 11 j
f L-
Мд регц - I___________________________
> лиоаоание К подшипникам нагнетател.
насоса
На слив
;На щит
с*а
с4з
6
7
8
9
10
□ /5
-±- 14
Слид из _
масляной
системы
нагнетателя
/ Слио
_L_^ я из реле
' (рубтш ре-
зервного
\масляного
I насоса
На щцт
Рис. 131. Масло-
проводы агрегата
ГТ700-4 с нагнетате-
лем 280-11 -2.
1 — датчики регулято-
ров температуры мае-
ла; 2 — турбодетандер;
3 — зубчатая муфта;
4 — жесткая муфта; 5 —
ниппельно-шаровое сое-
динение для подвода
масла к поворотному
устройству вала; 6 —
напорный трубопровод;
7 — трубопровод всасы-
вания; 8 — сливной тру-
бопровод; 9 — дренаж-
ный трубопровод; ю —
обратный клапан; 11 —
задвижка; 12 — предо-
хранительный клапан;
13 — смотровой патру-
бок; 14— дроссельная
регулируемая шайба;
13 — редукционный кла-
пан; 16 — запорный кла-
пан; ОК — осевой1 ком-
прессор; ТВД — турби-
на высокого давления;
ТНД — турбина низко-
го давления; Р — редук-
тор; Нл— нагнетатель
§ 3. Привод нагнетателей
Привод нагнетателей может осуществляться газовыми и паро-
выми турбинами, электродвигателями, двигателями внутреннего
сгорания.
Наиболее широкое распространение на компрессорных станциях
магистральных газопроводов нашел привод нагнетателей от газовых
турбин.
Мощность, развиваемая газовой турбиной, пропорциональна
перепаду температур и массовому расходу продуктов сгорания.
Для того, чтобы получить мощность, необходимую для привода на-
гнетателя при приемлемых размерах газотурбинной установки (ГТУ)
и с достаточно высоким к. п. д., в камеру сгорания нужно подвести
277
топливный газ под давлением 0,8—1,2 Мн/м2, (8—12 кгс/см2) и по-
догретый воздух, сжатый до 0,4—0,6 Мн/м2 (4—6 кгс/см2). Воздух
сжимается осевым компрессором, являющимся неотъемлемой частью
ГТУ и приводящимся в действие газовой турбиной. На привод осе-
вого компрессора расходуется около 2/3 всей мощности ГТУ.
Существует две схемы ГТУ — одновальная и двухвальная (уста-
новки «с разрезным валом»). В одновальной конструкции газовая
Турбина (состоящая из секций высокого и низкого давления) уста-
новлена на одном валу с осевым компрессором и через муфту и ре-
дуктор соединена с нагнетателем. Таким образом, если необходимо
изменить число оборотов нагнетателя, одновременно изменится
и число оборотов осевого компрессора.
В двухвальной конструкции, где одна секция турбины соединена
с нагнетателем, а вторая с осевым компрессором, изменение ско-
рости нагнетателя не вызывает изменение скорости осевого компрес-
сора, т. е. эта схема имеет большие возможности регулирования про-
изводительности нагнетателя. Благодаря этому она получила боль-
шее распространение.
’ Таблица 14
Газотурбинные установки для привода центробежных нагнетателей
- Марка газотурбинной установки
Параметры ГТ700-4 • ГТ700-5 ГТ6-750 ГТ750-6 1 ГТН-9-750 ГТУ-0
Тип Мощность, кет Скорость вращения вала, об/мин'. турбины низкого давле- ния турбины высокого давле- ния Температура газа, РС . . . .Давление пускового газа, Мн/м* Степень сжатия в осевом компрессоре Расход воздуха через ком- прессор, пъ/ч . . . . . . К. п. д., ' без регенерации тепла с регенерацией тепла Расход топлива (газа) при теплоте сгорания 41 900 дж/кг (10 000 ккал/кг) . . - 278 Одно- валь- ная 3700— 4000 3100 700 3 5 156 16 21—22 2,0 Двух- валь- ная 4250 5500 5000 700 0,6—0,8 3,9 163 25 1,3 Двух- валь- ная 6000 6200 6300 750 1,2—3,0 6 168 23 2,6 Двух- валь- ная 6000 5600 5200 750 0,9 4,6 195 27 1,8 Двух- валь- ная 9000 5000 4000 760 1,2 4,6 295 20 3,8 ' Двух- валь- ная 9000 5000 4800 750 1,5 6 260 22 3,5
I
Важной особенностью газотурбинных установок является то,
что в зимнее время, когда нагрузка на компрессорных станциях
максимальна, мощность их увеличивается-
В табл. 14 приведены основные технические данные ГТУ при-
меняемых для привода нагнетателей.
Паротурбинный привод, не давая преимуществ в экономичности,
требует больших капиталовложений, затрат металла, большого штата
обслуживающего персонала.
Применение электропривода целесообразно в районах с-невысо-
кой стоимостью электроэнергии и может быть осуществлено (для на-
гнетателей типа 280) через повышающие редукторы от асинхронных
электродвигателей АФЗ-4500-1500, либо от синхронных электро-
двигателей типа СТМ-4000-2.
Двигатели внутреннего сгорания, хотя и имеют больший к. п. д.,
чем газотурбинные установки, но их распространению препятствуют
трудность согласования мощности двигателя и нагнетателя при ре-
гулировании производительности и напора, трудность изготовления
мощных редукторов с большим передаточным числом (гадв = 250
-т- 500 об/мин), бесшумно и надежно работающих, и ряд других
факторов.
В последнее время в литературе появились сообщения о разра-
ботке установок, в которых сочетается газовая турбина и двигатель
внутреннего сгорания, отличающихся высоким к. п. д. (он может
превышать 40%). В этих установках нагнетатель приводится в
действие газовой турбиной, использующей энергию выхлопных газов
двигателя внутреннего сгорания. Последний, выполненный в виде
свободно-поршневого генератора газа, сжимает воздух, необходимый
для сгорания топлива в цилиндре генератора.
Работа газотурбинной установки ГТ 700-4, приводящей нагне-
татель в действие, происходит следующим образом: природный газ
под давлением 0,7 Мн/м2 (7 кгс/см2) подводится к камере сгорания,
где смешивается со сжатым воздухом и сгорает, при этом его темпе-
ратура повышается с 15 до 700—750° С, а давление снижается от 0,7
до 0,5 Мн/м2 (с 7 до 4,8 кгс/см2). Продукты сгорания поступают
вначале в цилиндр высокого, а затем в цилиндр низкого давления
турбины, где отдают свою энергию лопаткам ротора, после чего пе-
реходят с температурой 425° С и давлением 0,1 Мн/м2, (1,05 кгс/см2)
в регенератор. В регенераторе продукты сгорания охлаждаются
до 270° С, нагревая до 375° С воздух, поступающий в камеру сго-
рания. На роторе турбины установлен аксиальный компрессор,
сжимающий воздух, входящий в камеру сгорания, до 0,5 Мн/м2
(5 кгс/см2). Запуск агрегата осуществляется турбодетандером, ко-
торый работает на природном газе.
Газотурбинная установка ГТ 700-4 при двигателе, имеющем ско-
рость вращения 3000 об/мин, соединена с нагнетателем 2 через ре-
дуктор, повышающий скорость вращения в 2,56 раза.
Газовая турбина может изменять скорость вращения от 2400
до 3100 об/мин.
279
I
Рис. 133. Поперечный разрез газотурбинной установки ГТ700-5.
I — главный масляный насос*. 2 — опорно-упорный подшипник; з — корпус осевого компрессора; 4 — ротор осевого компрессора; 5 —
подшипники; 6 — газовая турбина высокого давления; 1 — пусковая газовая турбина (детандер); Л — газовая турбина низкого давления;
10 — патрубок; 11 — опорно-упорный подшипник; 12 — рама; 13 — раздвоенный патрубок
Газотурбинная установка ГТ7ОО-5 (рис. 133) выполнена с «раз-
резным» валом. Рабочий процесс в ней протекает следующим обра-
зом: воздух из атмосферы через фильтры всасывается осевым ком-
прессором и сжимается в нем до абсолютного давления 0,39 Мн1м2
(3,9 кгс/с.и2), нагреваясь при этом до 175° С. Из компрессора сжатый
воздух поступает в регенератор, где за счет тепла уходящих из тур-
бины газов нагревается до 393° С и затем попадает в камеру сгорания,
куда также входит и сжигается топливо, забирая часть кислорода
из сжатого воздуха и нагревая его до температуры 700° С.
Нагретый воздух вместе с продуктами сгорания по трубопроводу
подается в турбину высокого давления 6, в которой на рабочих и на-
правляющих лопатках происходит расширение газа него охлаждение.
Энергия газа заставляет вращаться рабочие колеса турбины,
а также ротор осевого компрессора, смонтированный на одном валу
с турбиной высокого давления. При этом осевой компрессор погло-
щает всю энергию, полученную рабочими колесами.
Из турбины высокого давления воздух и продукты сгорания,
имеющие давление 0,18 Мн/м2 (1,8 кгс/cat2) и температуру 560° С,
поступают в турбину низкого давления, а затем через регенератор
в дымовую трубу и выбрасываются в атмосферу. Перед регенерато-
ром газ имеет давление 0,11 Мн)м2 (1,05 кгс/см2) и температуру
400° С.
Турбина низкого давления отдает полученную работу нагнетателю.
Запуск газотурбинной установки производится пусковой тур-
биной (турбодетандером), работающей на перепаде давления природ-
ного газа. На один пуск ГТУ из холостого состояния необходимо
1500—2000 кг газа. Пуск продолжается 35 мин.
Процесс сгорания в турбине ГТ-700-5 происходит при больших
избытках воздуха, причем воздух, подаваемый в камеру сгорания,
разделяется на два потока: первичный и вторичный. Первичный
воздух предназначен для образования вместе с топливом рабочей
смеси и обеспечения по возможности полного сгорания газа. Вторич-
ный воздух служит для охлаждения стенки огневой камеры и вы-
равнивания температурного поля на выходе из камеры сгорания.
§ 4. Эксплуатация нагнетателя
В центробежных машинах масляная система более сложна, чем
в поршневых, и ее роль более ответственна, так как неполадки в ее
работе могут привести к более серьезным авариям. Поэтому после
монтажа центробежных машин самое серьезное внимание уделяют
очистке масляной системы от грязи.
В газотурбинных установках и нагнетателях 280-11-2 первой
предпусковой работой является прокачка масла через масляные
системы с тем, чтобы добиться тщательной и качественной их
очистки. В зависимости от способа прокачки, ее продолжительность
составляет 10—15 ч.
По окончании прокачки масла загрязненное масло заменяется
или при наличии фильтр-пресса и центрифуги очищается,
281
После того как проверены все общестанционные системы (охла-
. ждения, топливного, технологического и импульсного газа, энерго*
снабжения постоянным и переменным током и освещения), присту-
пают к наладке маслосистемы регулирования, проверке действия
всех защит, наладке КИП и схем автоматики, проверяют документа-
цию на скрытые работы.
Наладка маслосистемы заключается в осмотре подшипников
агрегата, установке дроссельных шайб на подводе масла к подшип-
никам, проверке и регулировке давления, установлении нужного
температурного перепада масла в подшипниках. .
Далее проводятся следующие работы.
Постепенно вывинчивая установочный винт с дроссельной шай-
бой главного золотника, добиваются полного открытия регулиру-
ющего клапана, равного 20 мм, при воздействии на приспособление
измерения числа оборотов путем перестановки его с положения,
соответствующего минимальным оборотам, в положение, соответству-
ющее максимальным оборотам.
Настраивается реле пуска резервного насоса на его включение
при снижении давления масла до 0,02 Мн/м1 (0,2 кгс/с.%2). Про-
веряется работа противопомпажного переключателя путем подачи
на переключатель масла и перестановки рукояток в разные положе-
ния. Пользуясь приспособлениями, проверяют работу реле осевого
сдвига, магнитного выключателя и приспособления для изменения
числа оборотов.
Проверяют срабатывание рычагов безопасности и контролера
при нажатии на кнопку электромагнитного выключателя, действие
приспособления для изменения числа оборотов и открытия регули-
рующего клапана и управление этими устройствами со щита. Про-
веряют вручную и управлением кнопками от щита действие задвижек.
Перемещая поплавки, проверяют действие указателя уровня
масла.
Устройство для поворота вала проверяется включением при ра-
ботающем и неработающем масляном насосе. При неработающем
насосе устройство включаться не должно. Если при выключении пу-
скового насоса резервный масляный насос не работает, поворотное
устройство должно отключаться.
Поочередно включаются винтовые масляные насосы и прове-
ряется циркуляция масла через уплотнительную втулку и поплав-
ковую камеру.
Проверяется, по наличию вольтовой дуги, действие электриче-
ского запала. Устанавливаются на место термометры и тахометр.
Первый пуск, связанный с наладкой агрегата и систем регули-
рования, осуществляется вручную.
Перед осуществлением пуска полностью закрывают газовые за-
движки 1, 2 и 4 (рис. 134) и открывают задвижки 3, 5, 7 и ,9,
сообщая газопроводы с атмосферой.
Последовательность пусковых операций следующая:
пускащт винтовой и пусковой масляные насосы, проверяют
282
циркуляцию масла, включают муфту обгона, рукоятка поворотного
устройства для вала переводится в положение «Включено»;
пускают двигатель поворотного устройства и прослушивают
цилиндры и редуктор;
начиняют переключение газовых задвижек: открывают задвижку
8, после чего закрывают задвижку 7, отводящую газ на свечу, от-
крывают задвижку 4, затем задвижку 6. Последнюю открывают
Рис. 134. Нуме-
рация газовых за-
движек.
I ~ камера сгорания;
II —- турбодетавдер;
III — нагнетатель;
ГУ — регулирующий
клапан; У — стопор-
ный клапан
настолько, чтобы скорость вращения вала достигла 700—800 об i мин.
при этом вновь прослушивают цилиндры и записывают положение
штихмассов, фиксирующих расширение цилиндров. Затем открывается
задвижка 11 и закрывается задвижка 9. Внутрь камеры сгорания
вводится запал, и при наличии вольтовой дуги медленно откры-
вается задвижка 10. После воспламенения топлива запал выводится.
Задвижку 10 открывают до тех пор, пока температура газа перед
турбиной не достигнет 320—350° С, при этом, увеличивая подачу
газа на турбодетандер, скорость вращения повышают до 1500 об!мин.
При такой температуре и скорости вращения агрегат прогре-
вается в течение 1 ч. В этот период ведется запись расширения ци-
линдров через каждые 10 мин и проверяется циркуляция воздуха,
охлаждающего ротор турбины.
Чтобы избежать случайного возникновения помпажа компрес-
сора, на противопомпажный регулятор подается масло, а механизм
настройки устанавливается в крайнее положение, способствующее
открытию клапана при большем расходе воздуха и меИьшем его да-
влении. При увеличении скорости вращения необходимо следить
за выпускным клапаном, и в случае его открытия поворотом меха-
низма настройки закрыть клапан, не допуская при этом помпажа
компрессора. Температурный перепад в подшипниках при этой
скорости вращения не должен превышать 10° С.
После прогрева турбины, о чем свидетельствует прекращение
283
теплового расширения цилиндров, начинают повышать скорость
вращения, пока не вступит в работу регулятор скорости. Для этого
маховичок контролера вращают по часовой стрелке, постепенно
повышая давление в системах предельного регулирования и про-
точного масла. Посл-е открытия стопорного клапана, когда давление
в проточной системе достигнет 0,25 Мн/м2 (2,5 кгс/см2), начнет
открываться регулирующий клапан, перепуская газ к основной
форсунке.
Постепенно открывая регулирующий клапан, доводят за 15—
20 мин скорость вращения турбины до 2200—2250 об/мин при пол-
ностью перекрытых окнах в контролере. Момент вступления регу-
лятора скорости в работу отмечается началом закрытия регулиру-
ющего клапана, что должно осуществиться при 2100—2150 об/мин.
Далее выполняют следующие операции.
1. После вступления в работу главного масляного насоса, кото-
рый должен обеспечить давление масла в системе подшипников не ме-
нее 0,04 Мн/м2 (0,4 кгс/см2), останавливают пусковой масляный насос.
2. Проверяют температурный перепад в подшипниках. Он не дол-
жен превышать 15° С и может быть отрегулирован с помощью дрос-
селей подшипников турбины и компрессора.
3. Через каждые 10 мин измеряют расширение • цилиндров.
4. Немедленно после увеличения скорости вращения закрывают
задвижки 8 и 6 и открывают задвижку 7, вследствие чего останавли-
вается турбодетандер.
5. Проверяют, закрыт ли впускной воздушный клапан. Если
он открыт, его закрывают поворотом механизма настройки проти-
вопомпажного регулятора. При этом нельзя допускать, чтобы ком-
прессор начал работать в помпажной зоне.
6. Когда температура масла за маслоохладителем достигнет
37° С, подают охлаждающую воду в количестве, обеспечивающем
поддержание температуры масла в пределах 35—45° С.
7. Проверяют подвод воздуха для охлаждения ротора турбины
и циркуляцию воды в экранах и передней балке турбины.
Все показания приборов должны записываться в специальный
журнал.
Для того, чтобы достигнуть максимальной скорости вращения
(3100—3150 об/мин), маховичок приспособления для изменения
числа оборотов поворачивают по часовой стрелке.
При повышении числа оборотов ведут наблюдение за охлаждением
ротора турбины, вибрацией агрегата, тепловым расширением ци-
линдров, перепадом температуры в подшипниках, нагревом цилиндра
нагнетателя, свободой перемещения дистанционных шайб и ламп
цилиндров, температурным перепадом в цилиндрах турбины, ком-
прессора, регенератора и в камере сгорания и за рециркуляцией
воды в водяных экранах.
Перепускной клапан открывается при помощи обводного вен-
тиля, перепускающего силовое масло в проточную систему. Этим
самым повышается скорость вращения до 3200 об/мин, когда давле-
284
ние предельного масла снижается буксой регулятора скорости на-
столько, что клапан открывается.
При проверке регулятора безопасности закрывается вентиль
на подводе масла из системы предельного регулирования к регуля-
тору скорости и постепенным открытием вентиля, перепускающего
силовое масло в проточную систему, добиваются повышения числа
оборотов и срабатывания регулятора безопасности, который настра-
ивается на 3250—3300 об/мин.
При всех испытаниях, описанных выше, вентиль на подводе
проточного масла к регулятору давления закрывается. Сопло ре-
гулятора давления ввертывается, уменьшая проточный зазор. Со-
ответственно увеличивается давление импульсного масла и золот-
ник занимает нижнее положение. Подводимый у регулятора давле-
ния газовый импульс также перекрывается.
Нормальный пуск газотурбинной установки более прост. Он
происходит в следующем порядке.
1. Устанавливают температуру масла не ниже 25° С.
2. Включают масляные насосы и поворотное устройство вала.
3. Подают пусковой газ на турбодетандер.
4. При достижении 250—300 об/мин зажигают газ в камере сго-
рания.
5. В течение 15 мин прогревают ГТУ при 300—400 об/мин.
6. В течение 20 мин прогревают ГТУ при 400—500 об/мин.
7. Увеличивая подачу газа на турбодетандер, повышают число-
скорости вращения до 1400—1800 об/мин (в зависимости от конструк-
ции компрессора) и затем постепенно, за 5 мин, доводят скорость
вращения до 2300 об/мин.
8. Закрывают противопомпажный клапан, повышают скорость
вращения до 2800 об/мин, отключают турбодетандер.
9. Доводят скорость вращения до 3000 об/мин, и открытием
противопомпажного клапана повышают температуру газа перед
турбиной до 600—650° С в течение 20 мин.
10. Переключением задвижек продувают газопровод нагнета-
теля газом в течение 1—2 мин, одновременно закрывают противопом-
пажный клапан.
11. Закрывая задвижки холостого хода и открывая задвижки
на входе и выходе нагнетателя, нагружают последний. При этом
скорость вращения не должна снижаться, а перепад газ — масло
должен быть не менее 0,25 Мн/м2 (2,5 кгс/см2).
Обслуживание агрегата во время работы сводится к наблюдению
за температурой масла в системе смазки (она должна быть равной
35—45° С и регулируется количеством охлаждающей воды), за на-
гревом масла в подшипниках (он не должен превосходить 20° С),
за температурой подшипников (не выше 70° С), за температурой
газа перед турбиной (температура более 710° С не допускается даже
кратковременно) и за сопротивлением фильтров (если сопротивление
выше 500 н/м2, что составляет 50 мм вод. ст., фильтры должны
быть очищены).
285.
При необходимости остановить турбоагрегат, нагнетатель пе-
реводят переключением задвижек на холостой ход; синхронизато-
ром снижают обороты до 2700 об/мин', включают пусковой масля-
ный насос; постепенно снижают скорость вращения агрегата до
1000 об/мин, уменьшая температуру газа перед турбиной до 500° С
Открытием противопомпажного клапана; уменьшая подачу топлива
и воздуха в камеру сгорания, постепенно останавливают агрегат,-
После . остановки агрегата немедленно закрывают всасывающую
трубу компрессора, чтобы избежать циркуляции холодного воздуха,
затем, по истечении определенного времени, останавливают масля-
ный насос. Если после остановки насоса температура вкладышей
превысит 70° С, насос вновь включается, а ротор проворачивают
в течение 4г-5 ч при помощи поворотного устройства или вручную,
поворачивая через каждый час на 180°.
При необходимости аварийной остановки агрегата нажимают
кнопку «аварийный стоп» на щите или ударяют по втулке сердеч-
ника электромагнитного выключателя.
Аварийная остановка агрегата производится в следующих слу-
чаях:
1. Если погас факел в камере сгорания.
.2. Если температура газа перед турбиной превысила 710° С.
3. При повышении температуры вкладышей подшипников сверх
70° С.'
4. Если скорость вращения вала превысила 3250 об/мин.
5. При осевом сдвиге ротора более 1 мм.
6. При снижении давления масла в подшипниках ниже
*0,02 Мн/м2 (0,2 кгс/см2').
7. При давлении топливного газа перед горелками, меньшем
0,6 Мн/м2 (6 кгс/см2).
8. При перепаде давления газ — масло в уплотнении нагнета-
теля, меньшем 0,05 Мн/м2 (0,5 кгс/см2).
9. При появлений сильной вибрации.
10. При появлении металлического шума в агрегате и других
признаках аварийного состояния.
При запуске нагнетателей с электрическим приводом подготовка
самого нагнетателя будет такой же, как и при запуске нагнетателей
с газотурбинным приводом. Изменятся лишь операции, связанные
с подготовкой к пуску газовой турбины. Их заменят операции
по подготовке к пуску электродвигателя.
При подготовке электрической части к пуску осматривают агре-
гат, вспомогательное оборудование, панели и силовые сборки и убе-
ждаются в их готовности к пуску; масляный выключатель ставят
в контрольное положение; разъединитель двигателя включают.
После этого измеряют сопротивление изоляции ротора (оно должно
•быть не менее 1,5 Мом) и статора (должно быть не менее 5 Мом)
и включают цепи питания, управления и сигнализации.
При этом выключают рубильник и автомат на щите 380 в, вклю-
чают рубильники постоянного тока на главном щите управления
.286
и питания силовых цепей на сборке агрегата, отключают рубильник
присоединения вентильного каскада к кольцам ротора двигателя,,
включают рубильник питания цепей управления роторной станцией;
переменным и постоянным током. На панели вспомогательных ме-
ханизмов выключают автоматы: питания насоса уплотнения, № 2,
питания насоса уплотнения № 1, питания цепей контрольно-изме-
рительных приборов, питания силовых цепей резервного насоса
смазки, питания управления вентилятора обдува, реле осевого сдвига
и цепей контроля автоматического пуска агрегата, питания управле-
ния и технологических защит агрегата, питания цепи сигнализации
постоянного тока.
После подготовки к работе кранов агрегата, по распоряжению-
дежурного инженера, включают автомат питания цепей управления
кранами.
На' местном щите агрегата при подготовке к пуску устанавливают
ключ в положение, соответствующее ручному управлению. После*
включения автомата проверяют по световым табло положение кра-
нов на обвязке нагнетателя. Если горят зеленые табло — краны от-
крыты; белые — закрыты.
Одновременно с подготовкой электрической схемы старший ма-
шинист и машинист по нагнетателям по указанию дежурного инже-
нера готовят к работе краны агрегата: подбивают смазкой, под-
соединяют к ним шланги (кроме крана 5), открывают газ на узлы-,
уплотнения.
После проверки сменным инженером готовности к пуску электри-
ческой и газовой частей агрегата проверяют, под его руководством,,
работу кранов агрегата от кнопок с местного щита в строгой после-
довательности, для чего ключ ставят в положение «опробование кра-
нов», при этом на местном щите агрегата гудит сирена; сирену вы-
ключают кнопкой. Затем включают рабочий насос маслоуплотнения;
после заполнения маслом аккумулятора (видно по манометру уплот-
нения на местном щите) открывают кран № 4; через 8—10 сек после
продувки камеры; нагнетателя закрывают кран № 5 на свече и уста-
навливают ключ в нейтральное положение; когда давление газа
в полости нагнетателя сравняется с давлением газа в магистрали,
открывают краны № 1 и № 2 (не ранее чем через 3 мин после откры-
тия крана № 4).
Г л а в а IX
<
ВЕНТИЛЯТОРЫ
Машины, предназначенные для подачи воздуха или газа и созда-
ющие при этом общий напор от 20 до 400 (реже до 1500) мм вод. ст.,.
называются, в зависимости от принципа действия, центробежными
или осевыми вентиляторами. Схематическое изображение этих ма-
шин приведено на рис. 135.
287
Вентиляторы различают по величине создаваемого ими напора
или по коэффициенту быстроходности.
В зависимости от напора их условно делят на три группы:
1. Вентиляторы низкого давления, создающие давления до
100 мм вод. ст. (до 1 кн/м2),
Рис. 135. Схема
вентиляторов
а — центробежного;
б — осевого
2. Вентиляторы среднего давления, развивающие давление от 100
до 400 мм вод. ст. (1—4 кн/м2).
3. Вентиляторы высокого давления, создающие давление от 400
до 1500 мм вод. ст. (4—15 кн/м2).
При изменении числа оборотов рабочего колеса вентиляторы
могут переходить в одну из соседних групп.
Коэффициент быстроходности определяют по следующей формуле:
ц,3_^ХЯ=, (224)
/(Я
где п — neo — скорость вращения в об/мин-,
Q — производительность в ,м3/сек;
р — статическое давление в н/м2;
р — плотность газа в кг/м9.
В зависимости от коэффициента быстроходности вентиляторы
разделяют на:
а) быстроходные (ns > 1500);
б) средней быстроходности {ns = 800 -т- 1400);
в) тихоходные (ns = 500 4- 700);
г) весьма тихоходные (ns </ 500).
Быстроходные вентиляторы выполняются, как правило, осевыми,
•остальные — центробежными.
Так как степень сжатия газа в вентиляторах незначительна, из-
менением его плотности при входе и выходе • из вентилятора можно
пренебречь. Поэтому все зависимости, выведенные для центробеж-
ных насосов, можно считать справедливыми для центробежных вен-
тиляторов. В частности, справедлива и формула для подсчета раз-
виваемого давления
р = и2с2 cos a.2i]r/fp. (225)
Заменяя с2 по теореме синусов
288
получим
^sinpacosc^ - (227)
2 sm(a2+p2) lr K '
Обозначая
Sinfi2coga2 (228)
sin(a2 + p2) lr Л*’ v '
получаем полное давление вентилятора (в н!м2)
p — ffkuzP н)м?, (229)
где р — плотность газа в кг]м\
Величина коэффициента фА зависит от типа лопаток:
для лопаток, загнутых вперед, фА = 1,0 4-1,1
то же радиальных <pfe = 0,7 -4 0,9
то же загнутых назад ф/с = 0,5 -4 0,7
Также справедливы для вентиляторов формулы, по которым
определяют мощность в центробежных насосах. Секундная работа,
затраченная на нагнетание (в кгс-.м/сек):
A = QpgH = Qp, (230)
а мощность, необходимая для приведения вентилятора в действие,
Я = (231)
где Q — производительность вентилятора в м3/сек;
р — плотность газа в кг/м3-,
Н — напор в м;
р — давление в мм вод. ст.;
Т| — к. п. д. вентилятора.
Вентилятор, как и всякая центробежная машина, при изменении
напора меняет подачу.. Следовательно, при работе вентилятора' в ка-
кой-либо установке или системе трубопроводов (сети), его рабочая
точка, т. е. напор и подача, а равно и потребляемая мощность, за-
висят от сопротивления создаваемого проходу газа этой установкой
или системой. Это сопротивление, в свою очередь, зависит от ско-
рости газа.
В общем случае сопротивление установки или системы составит:
Я = Я0 + Ж (232)
где Яо — часть потерь газа, не зависящая от его скорости, т. е.
гидростатическая составляющая, в большинстве случаев
настолько малая, что ей пренебрегают;
к — коэффициент, характеризующий установку или сеть;
Q — количество газа, проходящее через установку или сеть,
в M3jceK.
Для определения рабочей точки необходимо на одной диаграмме
построить в одном масштабе характеристику вентилятора и кривую
19 Заказ, 861
289
сопротивления сети (по формуле 232). Пересечение кривых определит <
рабочую точку (рис. 136).
Если окажется, что производительность или напор, создава-
емые вентилятором, неприемлемы, можно изменить характеристику
вентилятора в известных пределах, изменяя число оборотов рабо-
чего колеса. ।
Изменение числа оборотов рабочего колеса влечет за собой (
изменение в таком же отношении производительности вентиля-
тора, так как \
<21 . ”1
Q п.
(233)
Напор же изменится проперцио-
иально квадрату числа
оборотов
(234)
а потребляемая мощность
циональна числу оборотов
тьей степени
Ni
N '
препор-
в тре-
(235)
Hi / Щ V
Н \ п )
3
Рис. 136. Схема работы венти-
лятора в сети.
1 — характеристика вентилятора; 2 —
характеристика сети
Изменения производительности и напора можно добиться также
дросселированием на всасывающей или напорной линии или с по-
мощью поворотных лопаток направляющего аппарата.
> В некоторых случаях возникает необходимость в параллельном
(если мала подача) или последовательном (если мал напор) включе-
нии в сеть двух или нескольких вентиляторов.
Для определения подачи газа параллельно работающими венти-
ляторами складывают подачи каждого из вентиляторов при одном
и том же напоре, последовательно наносят полученные точки на диа-
грамму суммарной характеристики. При построении суммарной ха-
рактеристики последовательно работающих вентиляторов склады- '
вают напоры каждого при одинаковых расходах.
При совместной работе вентиляторов суммарные характеристики
определять необходимо, так как могут быть случаи, когда при вклю-
чении второго вентилятора подача вместо тога, чтобы увеличиться —
уменьшится и один из вентиляторов будет работать в неустойчивой
(помпажной) зоне.
Заводы, выпускающие вентиляторы, снимают в лабораторных
условиях их характеристики. Эти характеристики можно пересчи-
тать для различных чисел оборотов и нанести их в координатах
Н — Q на диаграмму вместе с кривыми, соединяющими точки с оди-
наковыми значениями к. п. д. (кривые ц = const). Такие характери-
стики можно построить для целой серии вентиляторов (рис. 137)
подобно тому, как это делалось у центробежных насосов.’Выбрав
290
участки с к. п. д., близким к максимальному (заштрихованный уча-
j сток на рис. 137), и перенеся выбранные участки на одну диаграмму
(рис. 138), иногда выполняемую в логарифмических координатах,
получим знакомую нам диаграмму совмещенных (сводных) харак-
I теристик, пользуясь которой, можно сразу определить по заданным
i Q тл Н наиболее подходящий для данных условий вентилятор, необ-
( ходимое значение числа оборотов (п) и к. п. д. (ц). При этом надо иметь
р в виду, что стандарт не разрешает использовать вентиляторы в расчет-
ном режиме при к. п. д. ниже 0,9цтах.
I Вместо совмещенных характеристик иногда строят обезличенные
! характеристики, имеющие такой же вид, как приведенные на
Рис. 137. Характеристика вентиля-
торов при различном числе обо-
ротов.
Рис. 138. Совмещенная характеристи-
ка вентилятора.
рис. 138, но в координатах не Н — Q, а Н — рВых. В этом слу-
чае выбор вентилятора производится по приложенной к характери-
стике таблице, в которой для серийных номеров указаны значения
наружного колеса Z>2 и площади выходного отверстия кожуха
^вых- В этом случае для выбора вентилятора, на высоте, равной
заданному напору Н, проводится горизонтальная линия. Точка
пересечения этой линии с кривой цтах дает желаемую скорость на вы-
ходе. По этой скорости определяют 7',вых:
Т^вых
Q
рвых
(236)
По прилагаемой таблице выбирается ближайшее значение
и затем определяются действительные значения «ВЬ1Х, ц, п и N.
Существует еще один вид характеристик — безразмерные характери-
стики. Их предложил ЦАГИ. Эти характеристики строятся по типу
характеристик, снимаемых при постоянном числе оборотов, но в без-
размерных параметрах Q, Н и N.
19*
291
Отвлеченная производительность Q-.
Q= n2Q г, (237)
х л/Jj nD.^n ' '
__ ~1 60~
Отвлеченный напор Н:
Отвлеченная мощность N:
= (239)
РЬбО-)~4^
Безразмерная характеристика едина для какой-либо серии вен-
тиляторов, несмотря на различные диаметры и числа оборотов ра-
бочих колес.
Эксплуатация вентилятора несложна. Пуск его в ход осуществ-
ляется включением рубильника. Перед включением проверяют ис-
правность всех соединений, прочность крепления колеса, наличие
масла в масленках, наличие ограждений и отсутствие посторонних
предметов. При первом включении вентилятора проверяют правиль-
ность направления его вращения. Колесо вентилятора должно вра-
щаться в сторону разворота спирального кожуха.
Для остановки вентилятора достаточно выключить рубильник.
Однако эксплуатация вентиляторов должна производиться в со-
ответствии с правилами техники безопасности: обслуживать венти-
ляционную установку могут только лица, знакомые с ее эксплуа-
тацией и прошедшие соответствующий инструктаж.
Вентилятор должен быть правильно установлен и иметь все не-
обходимые ограждения, во время работы его нельзя осматривать
и очищать.
Помещение, где установлен вентилятор, должно иметь достаточ-
ное освещение.
При остановке вентилятора из-за внезапного прекращения по-
дачи электроэнергии необходимо немедленно выключить рубильник.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ ,
1. Соколовский С. М. Компрессоры и компрессорные станции.
М., изд-во «Недра», 1968.
2. Ф р е н к е л ь М. И. Поршневые компрессоры. М., Машгиз, 1960.
3. Храпач Г. К. Машинист компрессорной станции. М., изд-во
«Недра», 1966.
4. С е м и д у б е р с к и й М. С. Насосы, компрессоры, вентиляторы. М-,
изд-во «Высшая школа», 1966.
5. Ч е р к а с с к и й В. М. и др. Насосы, компрессоры, вентиляторы.
М., изд-во «Энергия», 1968.
6. Лебедев-Цветков Ю. Д. Оборудование и рабочие процессы
газотурбинных компрессорных станций. М., изд-во «Недра», 1966.
292
ОГЛАВЛЕНИЕ
i Введение.............................................................. 3
, § 1. Содержание предмета «Гидравлика, насосы и компрессоры» 3
’ § 2. Краткий исторический очерк развития гидравлики .... 3
РАЗДЕЛ I. ГИДРАВЛИКА
Глава I. Жидкости и их физические свойства............................. 5
§ 1. Понятие о жидкости. Жидкости капельные и газообразные.
Идеальные и реальные жидкости.................................. 5
§ 2. Единицы измерения физических величин........................ 6
§ 3. Основные физические свойства жидкостей и газов . . 8
Глава II. Гидростатика............................................... 12
§ 1. Гидростатическое давление ................................ 12
§ 2. Давление абсолютное и избыточное. Вакуум. Основное урав-
нение гидростатики. Закон Паскаля............................ 13
§ 3. Пьезометрическая высота .................................. 15
§ 4. Гидравлические машины .................................... 17
§ 5. Давление жидкости на плоские и криволинейные поверх-
ности ........................................................ 18
§ 6. Гидростатический парадокс......... 21
§ 7. Поверхности равного давления . 22
§ 8. Относительный покой жидкости... 22
§ 9. Равновесие тела, погруженного в жидкость. Закон Архимеда 24
§ 10. Задачи.... 25
Глава III. Основы гидродинамики '.............................. . 26
§ 1. Основные понятия и определения............................. 26
§ 2. Схема движения жидкости.................................... 26
§ 3. Расход жидкости и средняя скорость......................... 27
§ 4. Установившееся и неустановившееся движение. Равномерное
и неравномерное движение...................................... 27
§ 5. Уравнение неразрывности ................................... 28
§ 6. Уравнение Бернулли и его практическое применение .... 30
§ 7. Пьезометрическая линия. Пьезометрический и гидравлический
уклоны ....................................................... 33
§ 8. Задачи..................................................... 36
Глава IV. Гидравлические сопротивления в трубопроводах .... 38
§ 1. Два режима течения жидкости................................ 38
§ 2. Число Рейнольдса .......................................... 39
293
§ 3. Потери напора на трение по длине потока................. 41
| 4. Механизм движения и распределения скоростей при ламинар- -
ном и турбулентном движениях. Влияние шероховатости
стенок ........................................... . . . 44
§ 5. Основные формулы для определения потерь напора . 49
§ 6. Местные сопротивления- ................................. 50
§ 7. Сложение потерь напора................................. 53
§ 8. Сопротивление при обтекании тел......................... 53
§ 9. Неньютоновские жидкости................................. 55
§ 10. Задачи ................................................. 56
Г т а в а V. Движение жидкости в напорных трубопроводах............. 58
§ 1. Назначение и классификация трубопроводов. Основные за-
дачи при расчете трубопроводов..............................
§ 2. Расчет простого трубопровода ........................
§ 3. Сложные трубопроводы ................................
§ 4. Сифонные трубопроводы ...............................
•- § 5. Расчет газопроводов ..................................
§ 6. Понятие о кавитации...................................
§ 7. Гидравлический удар в трубах..........................
§ 8. Механизм явлений при гидравлическом ударе и меры борьбы
с ним . ....................................................
. _ § 9. Формула Н. Е. Жуковского для определения ударного
давления . ....................................................
§ 10. Задачи . . . .........................................
Глава VI. Истечение жидкостей из отверстий и насадков.............
§ 1. Истечение жидкости из донного отверстия в тонкой стенке
§ 2. Коэффициенты скорости, сжатия струи и расхода..........
§ 3. Истечение из отверстия в боковой стенке и из затопленного
' отверстия ................................................
§ 4. Истечение жидкостей и газов через насадки.............
§ 5. Различные типы насадков и их практическое применение
§ 6. Задачи................................................
58
59
61
66
67
74
74
75 '
76 j
77 '
81 I
81 1
84 |
84 |
85
88
89
Глава VII. Безнапорное движение (жидкостц............................ 89 (
§ 1. Равномерное движение жидкости в открытых каналах ... 89
§ 2. Основные задачи при расчете открытых каналов. Расчетные
формулы ...................................................... 89 >
РАЗДЕЛ II. НАСОСЫ
Глава I. Поршневые насосы .......................................................................................... 93 (
§ 1. Обшая схема пасоспой установки.. 93 '
§ 2. Принцип действия и классификация поршневых насосов . . 93 (
§ 3. Насосы одинарного да двойного действия.. 95 :
§ 4. Подача поршневых насосОв. 95 i
§ 5. Коэффициент подачи насоса .. 97 ‘
§ 6. Высота всасывания поршневых насосов. 98
§ 7. Процесс нагнетания насоса. 100 I
§ 8. Основы, расчета клапанов............................................................. 101 j
§ 9. Характеристика поршневых насосов............................................. 102 ,
§ 10. Движение поршня в насосах с кривошипно-шатунным меха-
низмом .................................................. 103
§ 11. Графики подачи насоса............................ 104
§12. Работа поршневых насосов с воздушным колпаком .... 106
§ 13. Определение объема воздушного колпака.............. 108
294
§ 14. Работа и мощность поршневого насоса . :............- 109
§ 15. Коэффициент полезного действия поршневого насоса ... 111
л § 16. Определение мощности двигателя насосной установки . . . 112
м. §17. Конструкции поршневых насосов........................ 112
§18. Основные детали поршневого насоса.................... 115
19. Поршневые насосы для перекачки нефтепродуктов и горя-
чих жидкостей ..................................... . . 118
I § 20. Паровые прямодействующие насосы. Принцип действия
* и область применения ...........................'. . 119
А | 21. Эксплуатация поршневых насосов....................... 122
। ’ § 22. Пуск насоса. Регулирование подачи................... 123
§23. Неполадки в работе поршневого насоса и их устранение . 125
§ 24. Правила техники безопасности......................... 126
Глава II. Центробежные насосы ................................. 127
§ 1. Принцип действия и классификация центробежных насосов 127
§ 2. Центробежные насосы низкого, среднего и высокого давле-
ния .................................................... 129
§ 3. Насосы с двусторонним входом жидкости..............4 . 130
§ 4. Насосы с направлякпцими аппаратами....................... 130
§ 5. Многоступенчатые центробежные насосы . .................. 132
§ 6. Понятие об осевых (пропеллерных) насосах.............. . 134
§7. Движение жидкости в рабочем колесе....................... 136
- § 8. Основное уравнение центробежного насоса.................. 137
§ 9. Форма лопаток рабочего колеса и ее влияние на работу
насоса .................................................. 140
§ 10. Высота всасывания центробежных насосов . ............... 141
§ 11. Явление кавитации, ее последствия и способы устранения 143
< § 12. Осевое давление в центробежном насосе и его уравцовеши-
ванйе ................................................... 143
ч § 13. Работа и мощность центробежного насоса.............. 145
t § 14. Коэффициенты полезного действия..................... 147
‘ § 15. Коэффициент быстроходности.......................... 147
; § 16. Характеристики центробежных насосов................. 148
j § 17. Параллельная и последовательная работа центробежных на-
! сосов на трубопровод .......................... 154
( § 18. Конструкции центробежных насосов. Детали насосов . . . 156
\ § 19- Работа центробежных насосов при перекачке вязких, горя-
, чих и агрессивных жидкостей............................... 157
§ 20. Правила эксплуатации центробежных насосов................ 158
1 § 21. Пуск насоса и регулирование подачи . ........ 160
§ 22. Неполадки в работе насоса и их устранение................ 161
§ 23. Правила техники безопасности при обслуживании центробеж-
ных насосов ........................................ 161
I Гл а в а III. Насоеы специальных типов................................. 162
4s § 1. Роторные и самовсасывающие насосы. Принцип действия, на-
значение и основные конструкции................. . . 162
§ 2. Ручные насосы ............................................ 167
U § 3. Струйные насосы .......................................... 168
§ 4. Эрлифты, их устройство и принцип действия................. 169
"М § 5. Области применения специальных насосов.................... 169
I РАЗДЕЛ III. КОМПРЕССОРЫ
ж Г лава’ I. Поршневые компрессоры ....................................... 171
Ш 5 1. Принцип действия, назначение и классификация поршневых
Ц компрессоров ............................................. 171
I 295
, I'?
§ 2. Теоретический рабочий процесс, работа и мощность одно-
ступенчатого компрессора ................................... 173
§ 3. Действительный рабочий процесс одноступенчатого поршне-
вого компрессора ........................................... 178
§ 4. Определение производительности компрессора............. 180
§ 5. Мощность и коэффициент полезного действия.............. 184
§ 6. Многоступенчатые поршневые компрессоры................. 186
§ 7. Особенности сжатия природных и некоторых других газов 188
Глава II. Конструкция поршневых компрессоров...................... 189
§ 1. Стационарные электроприводные компрессоры.............. 189
§ 2. Передвижные компрессоры ............................... 198
§ 3. Холодильные компрессоры ............................... 203
§ 4. Вакуум-компрессоры ................................... 205
Глава III. Конструктивные элементы компрессоров и вспомогатель-
ное оборудование .............................. ... . . ... . 207
§ 1. Распределительные органы............................... 207
§ 2. Смазка и смазочные устройства......................... 210
§ 3. Сальники .............................................. 213
§ 4. Фильтры, масловлагоотделители и газосборники........... 214
§ 5. Холодильники . . ...................................... 217
§ 6. Предохранительные клапаны ............................. 220
§ 7. Рекомендуемые материалы для изготовления сменных деталей 223
Глава IV. Основные правила эксплуатации поршневых компрессоров 224
§ 1. Пуск в ход, остановка, регулирование, уход............. 224
§ 2. Неполадки и их устранение.............................. 226
§ 3. Техника безопасности . ........................... 228
Глава V. Газомоторные компрессоры ..................-............. 229
§ 1. Устройство и техническая характеристика газомоторных ком-
прессоров .................................................. 229
§ 2. Рабочий процесс четырехтактного двигателя.............. 231
§ 3. Рабочий процесс двухтактного двигателя................. 233
§ 4. Основные узлы двигателя................................ 234
§ 5. Регулирование мощности и производительности............ 236
§ 6. Система пуска газомоторных компрессоров............... 238
§ 7. Конструкция газомоторных компрессоров............... 238
§ 8. Обслуживание газомоторных компрессоров............... 243
§ 9. Модернизация газомоторных компрессоров............... 249
Глава VI. Ротационные компрессоры ................................ 251
Глава VII. Турбокомпрессоры...................................... 257
§ 1. Принцип работы турбомашин и область их применения . . 257
§ 2. Основы теории турбокомпрессоров.....................,. 257
§ 3. Конструкция турбомашин ................................ 263
§ 4. Эксплуатация турбокомпрессоров ........................ 264
Глава VIII. Нагнетатели .......................................... 266
§ 1. Назначение и конструкция нагнетателей.................. 266
§ 2. Масляное уплотнение нагнетателей....................... 274
§ 3. Привод нагнетателей ................................... 277
§ 4. Эксплуатация нагнетателя .............................. 281
Глава IX. Вентиляторы............................................. 287
Список литературы................................................. 292
296