Основные характеристики насосов

Рабочими параметрами насосов являются производительность (подача), создаваемый напор и затрачиваемая мощность.

Производительность V определяется количеством жидкости, перекачиваемой насосом в единицу времени. Обычно ее выражают в единицах измерения объемного расхода (м³/с). Определение производительности насосов осуществляется либо по их конструктивным характеристикам, либо исходя из опытных данных.

В процессе эксплуатации производительность насоса можно регулировать изменяя число оборотов привода либо его передаточное число, путем перепуска части жидкости из нагнетательной линии обратно во всасывающую, изменяя положение задвижки на нагнетательном трубопроводе. Если заданная производительность не может быть обеспечена работой одного насоса, к нагнетательной линии подключается несколько насосов.

НапорН является мерой удельной энергии, сообщаемой жидкости насосом, т.е. показывает, на какую величину возрастает удельная энергия жидкости при прохождении ее через насос.

При перекачивании жидкости с глубины h₁ на высоту h₂ полная геометрическая высота подачи Н_г = h₁ + h₂. Подъем жидкости на эту высоту связан с гидравлическими потерями на всасывающей и нагнетательной линиях трубопровода. Сумма носит название манометрической высоты подачи и находится суммированием показаний вакуумметра и манометра, подсоединенных непосредственно перед входом жидкости в полость насоса и на выходе из него:

,

где – показания манометра, Па; – показания вакуумметра, Па.

Напоры жидкости на входе и на выходе из насоса можно рассчитать, воспользовавшись уравнениями Бернулли, составленными для всасывающей и нагнетательной линий насосной установки (рис. 3.1).

Для всасывающей линии

, (3.1)

отсюда напор жидкости на входе в насос

(3.2)

Для нагнетательной линии

, (3.3)

напор жидкости на выходе из насоса

. (3.4)

В последних уравнениях: w_вс и w_н – скорости движения жидкости во всасывающем и напорном трубопроводе соответственно; w₁ и w₂ – скорости движения жидкости на входе и выходе из насоса; p_вс и p_н – давление жидкости на входе и выходе из насоса.

Напор Н, развиваемый насосом, равный разности напоров жидкости на входе в насос и выходе из него:

(3.5)

Так как ,то

. (3.6)

Если диаметры всасывающего и нагнетательного трубопровода одинаковы, то w_н » w_вс и уравнение (3.6) принимает вид:

. (3.7)

Напор, создаваемый насосом, может быть определен также по показаниям вакуумметра и манометра, установленных на всасывающей и нагнетательной линиях:

(3.8)

где h – расстояние между манометром и вакуумметром.

Обычно уравнение (3.8) используют для расчетов напора при проектировании насосов, а уравнение (3.7) – при выборе насоса по каталогу.

При включении насоса в технологическую схему необходимо учитывать, что высота всасывания его ограничена и определяется равенством:

, (3.9)

что следует из уравнения (3.1).

Таким образом, высота всасывания насоса увеличивается с повышением давления в заборной емкости p₁ и уменьшается с увеличением давления на входе в насос p_вс, скорости жидкости во всасывающем трубопроводе w_вс и потерь напора на линии всасывания .

Давление жидкости на входе в насос p_вс должно быть больше давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости при рабочей температуре, так как в противном случае жидкость в насосе начинает кипеть. При этом в результате интенсивного выделения образующихся и растворенных в жидкости газов возможно нарушение сплошности потока и падение высоты всасывания.

При увеличении температуры перекачиваемой жидкости высота всасывания насоса уменьшается и при температуре, близкой к температуре кипения, может упасть до нуля. Поэтому при перекачивании горячих жидкостей насос устанавливают ниже уровня заборной емкости.

Практически высота всасывания насосов при перекачивании воды не превышает следующих значений:

Высота всасывания из открытых емкостей не может быть больше высоты столба жидкости, соответствующему атмосферному давлению. Так, при перекачивании воды из открытых водоемов высота всасывания насоса не может быть больше 10 м при атмосферном давлении, равном 10⁵ Па.

В некоторых типах насосов можно производить регулирование напора путем изменения числа оборотов привода либо последовательным включением в напорную линию нескольких насосов.

Измеряется напор в м столба перекачиваемой жидкости, поэтому он не зависит от ее плотности.

Мощность, затрачиваемая на сообщение жидкости энергии (полезная мощность N_п), определяется удельной энергией Н и количеством перекачиваемой жидкости:

(3.10)

Мощность на валу насоса (действительная мощность) N_д превышает N_п вследствие потерь энергии по разным причинам (гидравлические потери внутри насоса, утечки жидкости из-за инертности клапанов и неплотностей клапанов и неплотностей в системе, трение в подшипниках, сальниках и т.д.). Эти потери выражаются коэффициентом полезного действия насоса η_н , характеризующего совершенство конструкции и экономичность эксплуатации.

С учетом отдельных причин увеличения реальной мощности по сравнению с полезной мощностью величина η_н выражается произведением

, (3.11)

где η_о – коэффициент подачи или объемный коэффициент представляет собой отношение действительной производительности насоса V к теоретической V_т; η_г – гидравлический к.п.д. – отношение действительного напора к теоретическому; η_мех – механический к.п.д. – характеризует потери мощности на механическое трение в насосе.

Примерные значения η_н для различных типов насосов лежат в пределах:

объемные насосы η_н = 0,65÷0,85;

лопастные насосы

малой и средней подачи η_н = 0,4÷0,7;

большой подачи η_н = 0,7÷0,9;

осевые насосы η_н = 0,7÷0,9.

При выборе двигателя к насосу необходимо еще учесть потери мощности в самом двигателе и в передаче энергии от двигателя к насосу. Эти потери учитываются к.п.д. двигателя η_дв и к.п.д. передачи η_пер .

Коэффициент полезного действия двигателя зависит от его номинальной мощности:

Nдв, кВт	0,4–1	1–3	3–10	10–30	30–100	100–200	>200
	0,7–0,78	0,78–0,83	0,83–0,87	0,87–0,9	0,9–0,92	0,92–0,94	0,94

Коэффициент полезного действия передачи зависит от способа передачи энергии. Если вал двигателя непосредственно связан с валом насоса, то η_пер ≈ 1, при зубчатой передаче η_пер = 0,93÷0,98.

Таким образом, полный к.п.д. насосной установки

. (3.12)

С учетом перегрузок во время пуска насоса установочная мощность двигателя N_уст рассчитывается с запасом:

, (3.13)

где β – коэффициент запаса мощности, определяемый по номинальной мощности двигателя N_дв :

Объемные насосы

В объемных насосах повышение напора жидкости происходит при вытеснении жидкости из замкнутого пространства телами, движущимися возвратно поступательно (поршневые насосы) либо вращающимися (шестеренчатые, винтовые насосы).

Наибольшее распространение из этого типа машин получили поршневые насосы.

Поршневые насосы. Принципиальная схема насосной установки с поршневым насосом простого (одинарного) действия представлена на рис. 3.2.

Насос состоит из цилиндра 1, в котором возвратно-поступательно перемещается поршень 2, всасывающего 3 и нагнетательного 4 клапанов. Помимо насоса в установку включены всасывающий 5 и нагнетательный 6 трубопроводы с соответствующими емкостями 7 и 8, а также кривошипно-шатунный механизм 9, преобразующий вращательное движение вала двигателя в возвратно-поступательное движение штока поршня 10.

При движении поршня вправо объем рабочей камеры внутри цилиндра увеличивается, а давление в ней уменьшается, жидкость через всасывающий клапан поступает в цилиндр. Нагнетательный клапан при этом закрыт, так как на него действует сила давления жидкости, находящейся в нагнетательном трубопроводе. При движении поршня влево заполненный жидкостью объем рабочей камеры уменьшается, давление в камере повышается. Под действием давления всасывающий клапан закрывается, а нагнетательный – открывается, жидкость из рабочей камеры (цилиндра) вытесняется через нагнетательный клапан в напорный трубопровод. Далее при вращении кривошипа описанный цикл поршневого насоса повторяется. Длина пути поршня между его крайними левым и правым положениями носит название хода поршня S. За один полный оборот кривошипа поршень совершает два хода. Следовательно, ход поршня равен двум радиусам кривошипа: S = 2R.

Для нормальной работы насоса поршень должен плотно прилегать к стенкам цилиндра. Это достигается тщательной обработкой внутренней полости цилиндра, применением специальных уплотняющих средств (кольца, манжеты). Так как надежное уплотнение поршня при давлениях нагнетания выше 5 атм связано с конструктивным усложнением насоса, то при более высоких давлениях поршень заменяют сплошным или полым плунжером, который не касается стенок цилиндра и уплотняется с помощью сальника 2 в месте выхода из цилиндра (рис. 3.3).

Рисунок 3.3 – Схема плунжерного насоса: 1 – плунжер; 2 – сальник

Плунжерный насос более прост в изготовлении, но при одном и том же диаметре цилиндра требует для подачи одинакового объема жидкости ход большей длины, чем поршневой насос.

Для более полного использования рабочего объема цилиндра за поршнем располагают еще одну пару клапанов. В этом случае работают обе стороны поршня: при его движении вправо жидкость всасывается через левый всасывающий клапан и нагнетается через правый нагнетательный, при обратном ходе – всасывание происходит справа, а нагнетание – слева. Таким образом, за полный оборот кривошипа происходит дважды всасывание и нагнетание жидкости, что приводит почти к двойному увеличению подачи. Такие насосы носят название насосов двойного действия. Подача поршневого насоса вследствие переменной скорости движения поршня – пульсирующая, неравномерная. Для уменьшения неравномерности подачи поршневых насосов переходят на дифференциальную или многоцилиндровую схемы насоса, а также применяют насосы двойного, тройного и четверного действия. Однако более радикальным способом выравнивания движения жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводе является установка воздушных колпаков.

Рисунок 3.4. – Дифференциальный насос

Дифференциальные поршневые насосы (рис. 3.4) отличаются от насосов простого действия более равномерной подачей, так как полная подача за двойной ход распределяется равномерно между ходами. При ходе поршня вправо образуется разрежение в камере А над всасывающим клапаном, происходит поступление жидкости в цилиндр. Одновременно объем жидкости, равный поступившему объему за вычетом объема, занимаемого штоком, вытесняется из напорной камеры В. При этом клапан на линии нагнетания закрыт. При обратном ходе поршня всасывающий клапан закрывается, и поступившая в камеру А жидкость через нагнетательный клапан вытесняется в камеру B, затем в нагнетательный трубопровод. Таким образом, всасывание дифференциальным насосом происходит один раз за двойной ход поршня, а нагнетание – дважды. Следовательно, общая подача такого насоса равна подаче насоса простого действия.

Снижение неравномерности с одновременным увеличением подачи достигается с помощью тройных и четверных насосов.

Насос тройного действия состоит из трех насосов одинарного действия с общими линиями всасывания и нагнетания, а также с общим коленчатым валом. Кривошипы насосов расположены на одном маховике под углом 120° относительно друг друга.

Насос четверного действия состоит из двух насосов двойного действия. Как и у насосов тройного действия, всасывающая и нагнетательная линии, а также коленчатый вал у них общие, но кривошипы расположены под углом 90° относительно друг друга.

Степень неравномерности подачи (V_max/V_ср) для насосов различной кратности действия может быть представлена графически в соответствии с теорией кривошипно-шатунного механизма. Как следует из этой теории, поступательная скорость движения поршня изменяется пропорционально синусу угла поворота кривошипа a. Перекачиваемая насосом жидкость следует за поршнем, поэтому подача будет изменяться в соответствии с законом движения поршня, т.е. по синусоидальному закону.

При постоянной скорости вращения вала маховика окружная скорость цапфы кривошипа U_ц = 2pRn/60 = pRn/30 (R – радиус кривошипа, n – число оборотов вала маховика, об/мин). Скорость движения поршня в полости цилиндра насоса . Следовательно, подача насоса простого действия в любой момент его работы

, (3.14)

где F – площадь сечения цилиндра (поршня) насоса.

На рис. 3.5 показано изменение подачи за один оборот вала маховика кривошипа насоса одинарного действия.

При повороте вала на угол 180° (ход всасывания) подача жидкости отсутствует и V_α = 0. При дальнейшем вращении вала от a = 180° до a = 360° происходит нагнетание, подача возрастает от 0 при a = 180° до V_max при a = 270°. Затем подача вновь постепенно уменьшается до 0 при a = 360°.

Рисунок3.5 – График подачи насоса простого действия

Степень неравномерности подачи m для насоса одинарного или простого действия:

,

т.е средняя подача отличается от максимальной подачи более чем в 3 раза.

График подачи насоса двойного действия представлен на рис. 3.6. Так как подача за один оборот вала маховика происходит дважды, подача такого насоса изобразится в виде двух полусинусоид, сдвинутых одна относительно другой на угол 180°.

Рисунок 3.6 – График подачи насоса: а – двойного действия, б – тройного действия

Степень неравномерности такого насоса

.

Следовательно, степень неравномерности подачи насоса двойного действия в два раза ниже, чем у одинарного.

Кривошипы насосов тройного действия расположены под углом 120° один относительно другого; график подачи такого насоса (рис. 3.6) образуется тремя синусоидами, смещенными одна относительно другой на угол 120°. Поэтому кривая подачи насоса тройного действия имеет шесть максимумов (у насосов двойного действия их два).

Степень неравномерности подачи тройного насоса:

.

Если аналогичным образом построить график подачи для четверного насоса и определить степень его неравномерности, то она окажется равной m = 1,11.

Рисунок 3.7 – Воздушные колпаки: а – на всасывающей линии, б – на нагнетательной линии.

Отсюда следует, что наиболее равномерной подачей обладает насос тройного действия. Повышение равномерности подачи с помощью воздушных колпаков достигается путем их установки на входе жидкости в насос и выходе ее из насоса (рис. 3.7).

Воздушный колпак представляет собой промежуточную буферную емкость, заполненную наполовину воздухом. При повышенной скорости движения поршня, когда в воздушный колпак поступает наибольшее количество жидкости, воздух, находящийся в колпаке, сжимается. Избыток жидкости поступает в колпак и вытекает из него, когда подача становится ниже средней. При этом давление воздуха в колпаке изменяется несущественно, так как его объем значительно больше объема поступающей жидкости. Движение же жидкости в трубопроводе приближается к равномерному.

Помимо конструкции поршня (собственно поршневые и плунжерные) и кратности действия (одинарного, двойного, тройного, четверного) поршневые насосы классифицируются еще по следующим признакам:

– по расположению цилиндра – горизонтальные и вертикальные;

– по производительности – малой (до 15 м³/ч), средней (15÷60 м³/ч) и большой(более 60 м³/ч);

– по развиваемому давлению – низкого (менее 10 атм), среднего (10 – 20 атм) и высокого (более 20 атм);

– по скорости вращения вала – тихоходные (40 – 60 об/мин), нормальные (60 –120 об/мин) и быстроходные (более 120 об/мин);

– по способу приведения в действие – приводимые в действие двигателем с помощью шатунно-кривошипного механизма; прямодействующие паровые, у которых шток поршня соединен непосредственно со штоком поршня паровой машины, образуя единый агрегат. Последний тип насосов широко используют для перекачивания легковоспламеняющихся и взрывоопасных жидкостей.

Производительность поршневого насоса определяется его геометрическими параметрами, скоростью перемещения поршня (числом оборотов вала n) и кратностью действия i.

Теоретическая производительность для насосов простого действия:

, (3.15)

где F – площадь сечения цилиндра или поршня, S – ход поршня.

Для насосов двойного действия:

, (3.16)

так как правая сторона поршня за один оборот вала всасывает и нагнетает объем жидкости, равный , где f – площадь поперечного сечения штока.

Теоретическая производительность для насосов любой кратности может быть выражена общей зависимостью

, (3.17)

где i – кратность действия насоса.

Действительная средняя производительность насоса всегда меньше теоретической по следующим основным причинам:

– из-за инертности клапанов (запаздывания открытия и закрытия клапанов, что приводит к вытеканию жидкости из цилиндра во всасывающую линию в начале хода нагнетания, а из нагнетательной линии обратно в цилиндр – в начале хода всасывания);

– из-за неплотностей в системе (клапаны, сальники, поршень);

– из-за выделения из жидкости растворенных газов в момент всасывания, а также проникновения газов через неплотности из-за разрежения.

Снижение действительной производительности V_д по отношению к теоретической учитывают объемным коэффициентом или коэффициентом подачи η₀ :

.

Тогда действительная средняя производительность для любого поршневого насоса может быть выражена общей зависимостью

. (3.18)

Величина η₀ зависит от размеров насоса, качества его изготовления и степени изношенности.

Для малых насосов (диаметр поршня менее 50 мм) η₀ = 0,5÷0,92; для средних (диаметр поршня менее 150 мм) η₀ = 0,9÷0,96; для больших (диаметр поршня более 150 мм) η₀ = 0,94÷0,99; для изношенных насосов η₀ может быть менее 0,5.

Напор и высота всасывания поршневых насосов определяются в соответствии с уравнениями (3.6) и (3.9). Однако при расчете высоты всасывания и высоты нагнетания необходимо учитывать, что кроме потерь напора на трение и преодоление местных сопротивлений, есть еще потери напора на преодоление сил инерции, обусловленные неравномерностью подачи поршневого насоса. На жидкость, находящуюся во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, и движущуюся с некоторым переменным ускорением, действует сила инерции, направленная в сторону, противоположную направлению движения жидкости. Поэтому высота всасывания поршневого насоса

, (3.19)

где – потери напора на преодоление сил инерции на линии всасывания;

,

где – длина линии всасывания; F – площадь сечения цилиндра насоса; – площадь сечения трубопровода на линии всасывания; – угловая скорость вращения кривошипа.

Последнее уравнение дает возможность определить предельное число оборотов вала кривошипа:

,

так как при n, выраженном в мин^–1 .

Аналогично учитываются потери напора на преодоление сил инерции для линии нагнетания.

Необходимо отметить, что влияние инерционного напора значительно лишь для насоса простого действия, с увеличением кратности действия насоса его влияние ослабевает. Установка воздушного колпака на линии всасывания также увеличивает высоту всасывания, так как колпак обеспечивает более равномерное движение жидкости по всасывающему трубопроводу.

Рисунок 3.8 – Характеристика поршневого насоса

Величина напора, развиваемого поршневым насосом, зависит от внешней нагрузки. Теоретически, при полной герметичности насосной установки, напор можно получить сколь угодно большим, увеличивая нагрузку на поршень. При неизменной скорости движения поршня подача будет постоянной. Однако в действительности невозможно добиться полной герметичности. В результате с ростом внешней нагрузки вначале наступает небольшая утечка жидкости до определенного предела величины напора, затем наступает резкое увеличение утечки вплоть до полной потери герметичности. Для обеспечения нормальной работы насоса максимальное давление ограничивают путем установки предохранительного клапана, срабатывающего в момент увеличения внешней нагрузки. При этом ограничивается и сама нагрузка на поршень и другие части машины.

Зависимость подачи жидкости V от напора Н, когда число оборотов n и вязкость жидкости постоянны, называют характеристикой поршневого насоса (рис. 3.8).

Характеристика показывает, что производительность поршневого насоса не зависит от напора.

Практически в результате увеличения утечки жидкости при повышении напора действительная производительность насоса несколько уменьшается. На рисунке это показано пунктирной линией.

Действительная мощность на валу насоса (см.раздел 2)

; ,

где – объемный к.п.д., учитывающий потери энергии в связи с утечкой жидкости внутри насоса; – гидравлический к.п.д. – учитывает потери энергии из-за гидравлических потерь внутри цилиндра насоса; – механический к.п.д. – учитывает расход энергии на трение в подшипниках, шатунно-кривошипном механизме, сальниках и т.д.

Численные значения этих коэффициентов колеблются в следующих пределах:

= 0,90÷0,98;

= 0,75÷0,98;

= 0,85÷0,95;

= 0,60÷0,90.

Энергия, передаваемая насосом жидкости, может быть определена с помощью индикаторной диаграммы (снимается с помощью специального прибора-индикатора), на которой представлено изменение давления в рабочей камере в зависимости от перемещения поршня за один полный оборот кривошипа. Площадь индикаторной диаграммы равна энергии жидкости, сообщаемой поршнем за один оборот. Если эту площадь разделить на ход поршня S ,то получим среднее индикаторное давление p_i.

Мощность, соответствующая этому давлению, носит название индикаторной:

Индикаторная мощность связана с полезной мощностью зависимостью:

,

где – индикаторный к.п.д.

В идеальном случае, когда утечки жидкости через клапаны и поршень отсутствуют, клапаны работают без перекрытия и не создают гидравлических сопротивлений, диаграмма будет выглядеть такой как на рис. 3.9, а.

Линия аб соответствует процессу всасывания, линия вг – процессу нагнетания. Поскольку сжимаемость жидкости мала, то линии бв и аг вертикальны. Некоторое колебание давления в начале всасывания (точка а) и начале нагнетания (точка в) связано с открытием клапанов.

Рисунок 3.9 – Индикаторные диаграммы поршневого насоса: а – идеальная; б – действительная

При наличии неисправностей в насосе индикаторные диаграммы могут отличаться от изображенной на рис. 3.9, а. Так диаграмма I (на рис. 3.9, б) характерна для насоса, у которого наблюдается запаздывание закрытия нагнетательного клапана, а диаграмма II на этом же рисунке – когда наблюдается запаздывание закрытия всасывающего клапана. Изменение индикаторных диаграмм может происходить и при других неисправностях или при попадании воздуха в цилиндр. Таким образом, вид действительной индикаторной диаграммы позволяет судить о работе насоса и выявить возможные неполадки.

Преимущества и недостатки поршневых насосов, область применения. Одним из основных преимуществ поршневых насосов является независимость их производительности от создаваемого напора. Преимуществом является также их способность к самовсасыванию. При запуске поршневой насос может выкачать из полости всасывания воздух и поэтому не нуждается в предварительной заливке. Используя в качестве привода паровой двигатель, поршневым насосом можно перекачивать огне- и взрывоопасные жидкости. Вместе с тем эти насосы обладают рядом существенных недостатков: 1) громоздкость, большая металлоемкость, необходимость в специальных фундаментах; 2) наличие клапанов, требующих постоянного ухода и ремонта, а также исключающих перекачивание загрязненных жидкостей (суспензий); 3) необходимость в промежуточной передаче между насосом и двигателем; 4) неравномерность подачи жидкости.

Применение поршневых насосов целесообразно при небольших подачах и высоких давлениях (более 50 атм) для перекачивания высоковязких, легковоспламеняющихся жидкостей, а также при дозировании жидких сред.

Рисунок 3.10 – Схема мембранного насоса: 1 – цилиндр; 2 – плунжер; 3 – мембрана; 4 – всасывающий клапан; 5 – нагнетательный клапан

Мембранные насосы. Для перекачивания химически агрессивных, токсичных и загрязненных жидкостей применяют насосы, у которых поршень отделен от перекачиваемой жидкости эластичной перегородкой – мембраной (рис. 3.10). При движении поршня в цилиндре жидкость оказывает давление на мембрану и изгибает ее то в одну, то в другую сторону, что сопровождается попеременно всасыванием и нагнетанием жидкости. Все части насоса перед мембраной, соприкасающиеся с перекачиваемой жидкостью (корпус, клапанные коробки, клапаны), изготавливают из материалов, стойких по отношению к агрессивным средам, либо защищают специальными покрытиями.

Рисунок 3.11. – Шестерёнчатый насос

Шестеренчатый насос.Шестеренчатый насос (рис. 3.11) состоит из корпуса, внутри которого заключены две шестерни, находящиеся в зацеплении. Одна из шестерен приводится во вращение электродвигателем. На корпусе насоса имеются всасывающий и нагнетательный патрубки. Шестерни изготавливаются с минимальными зазорами между торцами зубьев и корпусом (0,01÷0,03 мм). При вращении шестерен во впадинах между зубьями создается разрежение и жидкость заполняет промежуток между зубьями и корпусом. Жидкость, находящаяся в объемах между зубьями и стенками корпуса, перемещается вращающимися шестернями и выдавливается в нагнетательный патрубок. Таким образом, обеспечивается непрерывная подача жидкости. Насос является реверсивным – при перемене направления вращения колес области всасывания и нагнетания меняются местами.

Производительность шестеренчатого насоса можно выразить следующим образом:

, (3.20)

где f – площадь зуба в плоскости вращения между наружными окружностями шестерен, находящихся в зацеплении; b – ширина зуба; z – число зубьев у каждой шестерни; n – число оборотов шестерни; η₀ = 0,75÷0,85 – объемный к.п.д., учитывающий внутреннюю утечку жидкости из области нагнетания через зазоры между шестернями и корпусом, а также некоторую разность объемов впадины и зуба.

Преимуществами шестеренчатых насосов являются компактность, непосредственное соединение с электродвигателем, отсутствие клапанов, равномерная подача; недостатками – небольшая производительность, высокие требования к чистоте перекачиваемой жидкости, низкий к.п.д. (η_H = 0,6÷0,7).

Рекомендуется их использование для перекачивания вязких жидкостей при небольшой подаче (<0,1 м^з/с) и давлениях до 25 атм.

Рисунок 3.12 – Винтовой насос

Винтовые насосы.Винтовые насосы по принципу действия аналогичны шестеренчатым (рис. 3.12). В корпусе винтового насоса расположены два или три цилиндра с винтовой нарезкой по наружной цилиндрической поверхности (один винт является ведущим). Создаваемый насосом напор определяется числом шагов нарезки. Винты насоса выполняют двузаходными с передаточным числом, равным единице. Форма нарезки обеспечивает герметическое разделение нагнетательной и всасывающей полостей насоса.

Поступающая во впадины нарезки со стороны всасывания жидкость при повороте винтов герметически отсекается от всасывающей камеры и перемещается в канале нарезки вдоль оси винтов в напорную камеру. Регулирование подачи достигается изменением числа оборотов двигателя или приводного вала ведущего винта. С увеличением рабочего давления подача жидкости несколько уменьшается (примерно на 10–15 %) по сравнению с атмосферным давлением.

Производительность двухвинтового насоса может быть рассчитана по формуле

, (3.21)

где D – наружный диаметр винта, м; d – внутренний диаметр нарезки винта, м; S – шаг винтовой нарезки, м; n – число оборотов винта, об/с.

Винтовые насосы применяют для перекачивания вязких, не содержащих твердых взвесей, жидкостей при давлении нагнетания до 300 атм и подаче 0,1 м³/с и выше. Число оборотов винта может достигать 10000 об/мин.

Рисунок 3.13 – Схема пластинчатого насоса: 1 – ротор; 2 – корпус; 3 – пластины; 4 – рабочее пространство; 5 – всасывающий патрубок; 6 – нагнетательный патрубок

Пластинчатый насос.Пластинчатый насос (рис. 3.13) состоит из цилиндрического корпуса (статора) и эксцентрично расположенного в нем ротора. В роторе имеются радиальные прорези, в которых под действием центробежной силы свободно скользят пластины, разделяя рабочее пространство на отдельные камеры. Благодаря эксцентричному расположению ротора пластина за каждый оборот вала ротора один раз вдвигается и выдвигается, прижимаясь к внутренней поверхности корпуса и деля внутреннюю плоскость насоса на всасывающую и нагнетающую. Объем каждой камеры увеличивается при движении пластины от всасывающего патрубка к вертикальной оси насоса, в результате чего в камере образуется разрежение и происходит всасывание. При движении пластины от вертикальной оси в направлении вращения ротора объем камеры уменьшается и жидкость вытесняется из насоса в нагнетательный трубопровод. Таким образом, пластины действуют как поршень, при помощи которого жидкость засасывается и нагнетается.

Подача пластинчатых насосов – пульсирующая. Минимальная подача имеет место в момент вступления пластины в работу; при дальнейшем повороте ротора подача увеличивается. Максимальная подача происходит тогда, когда пластина занимает положение, соответствующее наибольшему расстоянию между статором и ротором, В дальнейшем подача вновь уменьшается и достигает минимума в момент выхода пластины из работы. Уменьшение пульсации связано с увеличением числа пластин. При увеличении числа пластин до 8÷12 коэффициент неравномерности снижается в пределах 0,05÷0,015.

Производительность пластинчатого насоса:

, (3.22)

где R – радиус сечения корпуса; z – число пластин; δ – толщина пластины; b – ширина пластины вдоль ротора; n – число оборотов; е – эксцентриситет – расстояние между геометрическими центрами статора и ротора, е < 20÷25 мм; η₀ – объемный к.п.д., колеблющийся в пределах 0,8÷0,9.

Регулирование производительности осуществляется изменением эксцентриситета е и числа оборотов ротора n. При относительно небольших габаритах самого насоса эти машины отличаются большой подачей.

Применяют пластинчатые насосы для перекачивания вязких чистых жидкостей при умеренных напорах.

Рисунок 3.14 – Водокольцевой насос

Водокольцевой насос. Устройство и принцип действия водокольцевого насоса аналогичны пластинчатому насосу (рис. 3.14). Он также состоит из корпуса – статора и эксцентрично установленного ротора с лопатками. Перед пуском рабочее пространство насоса наполовину заполняется водой (либо другой жидкостью). При вращении ротора жидкость отбрасывается лопатками к стенкам корпуса, образуя на его поверхности вращающееся жидкостное кольцо. Между поверхностью кольца и ротором создается свободное серповидное пространство, разделенное лопатками на изолированные камеры. Вращаясь, лопатки вначале увеличивают объем камеры (при этом происходит всасывание), а затем уменьшают его (нагнетание).

Производительность водокольцевого насоса может быть рассчитана по уравнению

, (3.23)

где R_c и R_p – радиусы статора и ротора соответственно; b, h, δ – ширина, высота и толщина лопатки, соответственo; z – число лопаток; η₀ – объемный к.п.д., равный 0,2÷0,4.

Несмотря на низкий к.п.д., применение этих насосов оказывается целесообразным при перекачивании нефтепродуктов, агрессивных жидкостей, особенно при необходимости быстрого пуска.

Лопастные насосы

Лопастные насосы работают по принципу изменения кинетической энергии жидкости при вращательном движении рабочей части насоса. Наиболее распространенным их типом являются центробежные насосы.

Рисунок 3.15 – Центробежный насос: 1 – всасывающий штуцер; 2 – сальник; 3 – корпус с каналом; 4 – рабочее колесо; 5 – вал; 6 –лопасти рабочего колеса; 7 – нагнетательный штуцер

Центробежные насосы.Центробежный насос (рис. 3.15) состоит из корпуса 3, имеющего спиралевидный канал, в котором вращается рабочее колесо 4, укрепленное на валу 5. На рабочем колесе размещены лопатки 6, между которыми имеются каналы для прохода жидкости. Подача жидкости в насос осуществляется через всасывающий штуцер 1, соединенный с центральной частью рабочего колеса. Нагнетательный штуцер 7, расположенный тангенциально по отношению к рабочему колесу, служит для отвода жидкости из насоса. Для уплотнения вала рабочего колеса имеются сальники 2.

Через всасывающий штуцер жидкость поступает в центральную часть вращающегося канала, под действием центробежной силы проходит по его каналам и отбрасывается к периферии, приобретая при этом кинетическую энергию. В спиралевидном канале корпуса насоса кинетическая энергия жидкости преобразуется в энергию давления, и жидкость выбрасывается в нагнетательный штуцер. Таким образом, жидкость непрерывно поступает в насос, проходит через него и выходит из нагнетательного патрубка. В некоторых конструкциях в корпусе насоса размещены неподвижные лопасти, которые образуют расширяющиеся каналы, способствующие преобразованию кинетической энергии движущейся жидкости в потенциальную энергию давления и повышающие коэффициент полезного действия насоса.

Для контроля работы насоса к всасывающему патрубку присоединяется вакуумметр, а к нагнетательному – манометр. Помимо этого, на нагнетательной линии устанавливается задвижка, служащая для отключения насоса и регулирования подачи жидкости.

Чтобы защитить насос от гидравлических ударов при внезапной остановке, нагнетательный трубопровод снабжают обратным клапаном.

Особенностью центробежного насоса является то, что для начала его работы необходимо, чтобы внутренняя полость корпуса с рабочим колесом была заполнена жидкостью. Только в этом случае при запуске насоса возникает центробежная сила, которая вызовет перемещение жидкости и создаст перепад давления. Направление вращения рабочего колеса насоса должно строго соблюдаться, иначе насос не будет создавать разность давлений на входе и выходе из него.

Центробежные насосы классифицируются по конструктивным признакам, по создаваемому напору и частоте вращения рабочего колеса.

По создаваемому напору насосы делятся:

– насосы низкого давления, создающие напор 20–25 м столба перекачиваемой жидкости;

– насосы среднего давления с напором 25–60 м;

– насосы высокого давления, способные создавать напор свыше 60 м.

По расположению вала рабочего колеса центробежные насосы бывают вертикальные и горизонтальные.

В зависимости от частоты вращения рабочего колеса насосы делятся на тихоходные и быстроходные.

По числу рабочих колес насосы бывают одноступенчатыми и многоступенчатыми. В многоступенчатых насосах перекачиваемая жидкость проходит последовательно через несколько рабочих колес, укрепленных на одном валу. Перепады давлений, создаваемые в каждом колесе, складываются, в результате чего значительно увеличивается общий напор, создаваемый насосом. Многоступенчатые насосы относятся к группе насосов среднего и высокого давления.

Характеристики центробежных насосов.Изменение расхода жидкости в трубопроводе, в который рабочая жидкость подается центробежным насосом, вызывает изменение напора и производительности насоса даже при одном и том числе оборотов колеса. Поэтому установление зависимости между производительностью насоса и его напором имеет большое практическое значение. Кроме изменения напора, любое отклонение расхода в трубопроводе от расчетной производительности приводит к снижению к.п.д. насосной установки.

Зависимости H = f(V) и h = f(V) при n = const характеризуют энергетические возможности центробежного насоса. Графически выраженная зависимость напора, мощности и к.п.д. насоса от его производительности при постоянном числе оборотов носит название характеристики насоса.

При радиальном входе жидкости на колесо (a₁ = 90°) теоретический напор центробежного насоса в соответствии с уравнением (3.29):

.

Рисунок 3.17 – Треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса

Из параллелограмма скоростей (рис. 3.17) следует, что .

Тогда

. (3.35)

Теоретическая производительность насоса без учета сужения потока за счет лопаток (см. уравнение 3.34):

. (3.36)

Откуда .

Подставив это выражение в уравнение (3.35), получим:

. (3.37)

Так как при n = const для данного насоса значения u₂, b₂, R₂ и b₂ постоянны, то последнее уравнение может быть кратко записано в виде

, (3.38)

где

.

Из выражения (3.38) видно, что теоретическая характеристика насоса графически в координатах V–H представляет собой нисходящую прямую при В > 0. Однако действительная характеристика, которую получают путем испытаний насосов, отличается от теоретической (в силу тех же причин, по которым действительный напор отличается от теоретического) и имеет вид кривой (рис. 3.18а).

Выбор типа насоса для конкретных условий должен производиться с учетом формы рабочей характеристики. Так, например, насосы с пологими характеристиками применяются при регулировании подачи задвижками. В этом случае потери будут наименьшими.

Рисунок 3.18 – Характеристики центробежного насоса:
а – частная характеристика (n = const); б – универсальная характеристика; в – совмещенная
характеристика насоса и трубопровода

Насосы, рабочая характеристика которых имеет максимум, отличаются неустойчивой работой, так как одному значению напора соответствует два значения производительности.

На рабочей характеристике насоса приводится также зависимость мощности и к.п.д. от производительности: N = f(V) и h = f(V).

Анализ кривых, представленных на рабочей характеристике, позволяет получить полное представление о работе насоса и произвести подбор насоса для конкретных условий. Режим работы насоса при наибольшем возможном к.п.д. является оптимальным. При эксплуатации необходимо стремиться к возможно меньшему отклонению от оптимального режима (h/h_опт = 5¸7 %).

Для выбора рабочего режима насоса и соответствующего числа оборотов пользуются универсальными характеристиками, на которых в графической форме представлена связь между напором, производительностью, числом оборотов и к.п.д. Для получения универсальных характеристик проводят испытание насоса при разных числах оборотов и строят серии рабочих характеристик V = f(H) для каждого числа оборотов рабочего колеса, а также кривых h = f(V). Совокупность серии главных характеристик и линий равных к.п.д. составляет универсальную характеристику центробежного насоса (рис. 3.18, б).

Как видно из рис. 3.18, б производительность и напор центробежного насоса зависят от числа оборотов центробежного колеса. При изменении числа оборотов насоса его характеристики Н = f(V), сохраняя свою форму, занимают различное положение на графике: они располагаются выше или ниже соответственно с ростом или падением скорости колеса.

При изменении числа оборотов рабочего колеса с n₁ на n₂ образуется треугольник скоростей, подобный изображенному на рис. 3.17 (углы a₂ и b₂ сохраняются). Отсюда следует, что

, (3.39)

где – окружная, относительная и абсолютная скорости, соответствующие числу оборотов n₂.

Сравнив это соотношение с уравнением (3.34), получим:

, (3.40)

т.е. производительность насоса пропорциональна частоте вращения рабочего колеса.

В соответствии с уравнениями (3.29) и (3.39) при разных числах оборотов n:

, (3.41)

т.е. развиваемый напор пропорционален квадрату частоты вращения.

Поскольку мощность, потребляемая насосом, N ~ VH, то при разных числах оборотов

, (3.42)

т.е. мощность пропорциональна кубу частоты вращения.

Зависимости (3.40), (3.41) и (3.42) носят название законов пропорциональности. Практически такой строгой зависимости между параметрами насоса нет. Законы пропорциональности соблюдаются лишь при изменении числа оборотов колеса не более чем в два раза.

Режим работы центробежного насоса определяется характеристикой обслуживаемой им сети (трубопроводов и аппаратов, через которые перекачивается жидкость). Характеристика сети представляет зависимости между производительностью V и напором H, необходимым для перемещения жидкости по данной сети.

В общем виде напор H можно представить как сумму геометрической высоты подачи жидкости H_г и гидравлических потерь в сети H_пот:

,

где L и d – длина и диаметр трубопровода соответственно; l – коэффициент гидравлического сопротивления на прямых участках трубопровода; Sz – сумма коэффициентов местных сопротивлений; w – скорость жидкости в трубопроводе. Так как , то

либо для данного трубопровода при его постоянных l, Sz, L и d

, (3.43)

где m– коэффициент пропорциональности.

Последнее уравнение, описывающее характеристику трубопровода, в системе координат H – V представляет собой параболу (рис. 3.18, в). Если характеристику трубопровода представить на одном графике с рабочей характеристикой насоса, то точка пересечения этих характеристик (точка А) будет рабочей точкой насоса. Только в этой точке производительность насоса равна требуемому расходу жидкости в трубопроводе, а развиваемый им напор равен напору, необходимому для перемещения жидкости. Если требуемый расход жидкости в трубопроводе меньше производительности насоса, соответствующей его рабочей точке V_раб, то энергия двигателя затрачивается на создание излишнего напора DH. Большая производительность не может быть достигнута, так как при V > V_раб необходимый напор H не может быть развит насосом при данной производительности. Повышение производительности или напора в сети может быть достигнуто совместной работой нескольких центробежных насосов. При этом они могут быть соединены межу собой последовательно или параллельно.

Общий вид характеристики последовательно соединенных насосов остается аналогичным характеристике одного насоса. Однако при данной производительности V₂ будет получен тем больший напор, чем больше насосов включено последовательно в сеть (рис. 3.19, а). Последовательное включение насосов выполняется тогда, когда необходимо значительно увеличить напор. При крутой характеристике H = f(V) рабочая точка А₂ дает значительное увеличение напора; при пологих характеристиках трубопроводов последовательное включение насосов малоэффективно.

Рисунок 3.19 – Совместная работа насосов:
а – последовательное соединение; б – параллельное соединение

При параллельной работе двух центробежных насосов общая характеристика получается сложением производительностей для каждого значения напора (рис. 3.19, б). Совмещение характеристики трубопровода H = f(V) с характеристикой двух параллельно работающих насосов показывает, что рабочая точка А₂ дает производительность двух насосов V₂ большую, чем производительность одного насоса V₁ (точка А₁), но меньшую, чем суммарная производительность обоих насосов. При этом, чем круче характеристика трубопровода, тем менее эффективна параллельная работа насосов. Поэтому параллельная работа насосов рекомендуется при пологих характеристиках трубопровода.

Преимуществацентробежных насосов перед насосами других типов:

– компактность, небольшая металлоемкость, простота установки, отсутствие передаточных устройств, более низкая стоимость в сравнении с поршневыми насосами;

– высокая производительность при равномерной подаче;

– простота пуска, регулирования, ремонта и обслуживания;

– возможность перекачивания загрязненных жидкостей (отсутствие клапанов);

– высокая надежность в работе и долговечность.

К недостаткам центробежных наосов следует отнести понижение напора с увеличением производительности, а также низкий коэффициент полезного действия при малой производительности (ниже 0,25 – 0,30 м³/с).

Вихревые насосы.В отличие от центробежных наосов в вихревых насосах жидкость перемещается по периферии рабочего колеса в тангенциальном направлении главным образом за счет сил трения, возникающих при вращении рабочего колеса.

Вихревой насос (рис. 3.20) состоит из корпуса 3, рабочего колеса 6, имеющего короткие радиальные лопасти, образующие ячейки 5 по обе стороны колеса. Между рабочим колесом и корпусом насоса имеется кольцевая полость 4, соединенная с всасывающим патрубком 2 и нагнетательным патрубком 1. При вращении рабочего колеса жидкость, заполняющая ячейки рабочего колеса, под действием центробежной силы выбрасывается в кольцевую полость, за счет чего в ячейке образуется разрежение. При повороте ячейка через всасывающий патрубок заполняется новой порцией жидкости.

Рисунок 3.20 – Вихревой насос: 1 – нагнетательный патрубок; 2 – всасывающий патрубок; 3 – корпус насоса; 4 – кольцевая полость; 5 – ячейки рабочего колеса; 6 – рабочее колесо

Благодаря расположению всасывающего и нагнетательного патрубка в верхней части корпуса насос не опорожняется при остановке и не требует заливки при последующем пуске.

Характерной особенностью вихревых насосов является резкое возрастание высоты напора и затрачиваемой мощности с уменьшением производительности. Эти насосы создают напор, в 2–10 раз превышающий напор центробежного насоса при одних и тех же окружных скоростях рабочего колеса.

Преимуществом вихревых насосов являются простота устройства, малые габариты и небольшой вес; недостаток – низкий к.п.д. (h_н = = 0,2¸0,5).

Вихревые насосы используются в установках небольшой мощности для перекачивания чистых маловязких жидкостей.

Рисунок 3.21 – Пропеллерный насос: а – общий вид; б – схема установки

Пропеллерный насос.Пропеллерный насос (рис. 3.21) относится к типу осевых насосов. Рабочее колесо этого насоса имеет несколько лопастей, расположенных под некоторым углом к оси вращения. При вращении рабочего колеса наклонно расположенные лопасти вызывают перемещение жидкости вдоль оси колеса, которая совпадает с осью потока.

Пропеллерные насосы применяют для перекачивания больших количеств жидкости при небольших напорах, для создания циркуляции жидкости в различных аппаратах (например, выпарных). Насосы этого типа используются также для перекачивания загрязненных жидкостей.

Струйные насосы

В струйных насосах напор создается кинетической энергией потока рабочей жидкости (пара, газа). Различают жидкоструйные, пароструйные и газоструйные насосы.

Струйные насосы используют для всасывания и нагнетания жидкостей. В первом случае они носят название эжекторов, во втором – инжекторов. Помимо этого, струйные насосы могут быть использованы для охлаждения или нагревания жидкостей путем их непосредственного смешения с другими жидкостями, парами или газами.

Основными частями струйных насосов являются: сопло, смесительная камера и диффузор (рис. 3.22).

Рисунок 3.22 – Струйный насос. 1 – сопло; 2 – смесительная камера; 3 – диффузор

Рабочая жидкость под давлением p₁ и со скоростью w₁ поступает в сопло 1. В результате сужения сопла на выходе из него скорость увеличивается до w₂, а давление падает до p₂. При достаточной разности скоростей w₁ и w₂ давление p₂ окажется ниже давления на линии всасывания перекачиваемой жидкости и последняя будет всасываться в смесительную камеру 2. Здесь перекачиваемая жидкость смешивается с рабочей. Образовавшаяся смесь далее поступает в расширяющийся диффузор 3, где вследствие падения скорости приобретает давление p_н.

Эффективность работы насоса определяется его коэффициентом полезного действия:

, (3.45)

где V – производительность насоса по перекачиваемой жидкости, м³/с; – объемный расход рабочей жидкости; .

Коэффициент полезного действия большинства струйных насосов лежит в пределах 0,1¸0,25, что является основным их недостатком.

Преимуществами струйных насосов являются простота конструкции, отсутствие движущихся частей и надежность в работе. Эти преимущества позволили им найти широкое распространение в производствах, где наличие движущихся и трущихся частей недопустимо. Однако струйные насосы можно использовать лишь в тех случаях, когда допустимо смешение перекачиваемой жидкости с рабочей.

Пневматические насосы

Перемещение жидкости на сравнительно небольшую высоту можно проводить с помощью сжатого воздуха. В тех случаях, когда пары перекачиваемой жидкости при смешении с воздухом образуют взрывчатые и легковоспламеняющиеся смеси, вместо сжатого воздуха применяют инертные газы (например, углекислоту или азот).

Рисунок 3.23 – Монтежю: 1 – емкость; 2–6 – краны; 7 – труба для передавливания жидкости

Монтежю (рис. 3.23) представляет собой емкость, рассчитанную на давление 3¸4 атм, к которой подведен сжатый воздух или инертный газ.

Жидкость поступает в емкость 1 через кран 2. При этом должен быть открыт кран 5, сообщающийся с атмосферой, если жидкость поступает самотеком, либо кран 4, если заполнение производится под действием вакуума (кран 4 соединяет монтежю с вакуум-насосом). Все остальные краны закрыты. Передавливание жидкости из емкости производится сжатым газом, подаваемым через кран 3, при закрытых кранах 2, 4, 5. Поступление газа регулируют вручную краном 3 по показаниям манометра. Под действием сжатого газа жидкость поднимается по трубе 7 и через открытый кран 6 нагнетается в трубопровод. После полного или частичного опорожнения емкости кран 3 закрывают и снижают давление, сообщая емкость с атмосферой при помощи крана 5. Если из емкости была передавлена лишь часть жидкости, то предварительно закрывают кран 6 на нагнетательном трубопроводе.

Монтежю работает обычно периодически. Однако имеются конструкции непрерывнодействующих автоматических монтежю (пульсометры).

Давление газа p, необходимое для поднятия жидкости на высоту H

, (3.46)

где – плотность перекачиваемой жидкости; w – скорость движения жидкости в нагнетательном трубопроводе; – сумма всех коэффициентов сопротивлений нагнетательного трубопровода.

Скорость движения жидкости w при заданном давлении в монтежю:

. (3.47)

Основное преимущество монтежю – отсутствие в них движущихся частей, разрушающихся в результате истирания и коррозии. Поэтому их применяют для перекачивания загрязненных, химически агрессивных и радиоактивных жидкостей. Однако, монтежю громоздки, требуют постоянного наблюдения и работают с низким показанием к. п. д. (менее 15¸20 %). Производительность периодически работающих монтежю до 45 м³/ч, а подача жидкости при непрерывной работе (автоматические монтежю) происходит неравномерно.

Газлифт (рис. 3.24) состоит из двух труб разного диаметра, смесителя и сепаратора. Действие газлифта основано на принципе сообщающихся сосудов, заполненных несмешивающимися жидкостями с различной плотностью.