3. 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.

Рисунок 3.2.  – Схема установки поршневого насоса

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 названиехода поршняS. 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 насосболее 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 камереАнад всасывающим клапаном, происходит поступление жидкости в цилиндр. Одновременно объем жидкости, равный поступившему объему за вычетом объема, занимаемого штоком, вытесняется из напорной камерыВ. При этом клапан на линии нагнетания закрыт. При обратном ходе поршня всасывающий клапан закрывается, и поступившая в камеруАжидкость через нагнетательный клапан вытесняется в камеруB, 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 углом120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. 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= 2Rn/60 =Rn/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 иV_α = 0. При дальнейшем вращении вала от= 180до= 360происходит нагнетание, подача возрастает от 0 при= 180доV_maxпри= 270. Затем подача вновь постепенно уменьшается до 0 при= 360.

Рисунок3.5 – График подачи насоса простого действия

Степень неравномерности подачиmдля 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 насосаопределяется его геометрическими параметрами, скоростью перемещения поршня (числом оборотов валаn) и кратностью действияi.

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 , гдеf – 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_дпо отношению к теоретической учитывают объемным коэффициентом или коэффициентом подачиη₀ :

.

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

. (3.18)

Величина η₀зависит 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 насосовη₀может быть менее 0,5.

Напор и высота всасыванияпоршневых 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 инагнетательном трубопроводах, и движущуюся с некоторым переменным ускорением, действуетсила 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 приn, 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 Vот напораН, когда число оборотовnи 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 мощностьна 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 давлениеp_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 абсоответствует процессу всасывания, линиявг– процессу нагнетания. Поскольку сжимаемость жидкости мала, то линиибвиагвертикальны. Некоторое колебание давления в начале всасывания (точкаа) и начале нагнетания (точкав) 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 еи числа оборотов ротораn. 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_cиR_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.