книги / Паровые насосы

Как уже отмечалось выше, одним из факторов, снижающих подачу насоса при перекачивании вязких жидкостей, является упругость жидкости в результате выделения из нее при пониже­ нии давления воздуха, который распределяется в виде мельчай­ ших пузырьков по всей массе жидкости. Поскольку в формиро­ вании рабочего процесса в цилиндре насоса участвует вся жид­ кость, заполняющая рабочую камеру, необходимо стремиться к минимальному объему вредного пространства, чтобы упру­ гость жидкости в этом объеме не уменьшала дополнительно по­ лезного объема, описываемого поршнем.

Кроме того, с целью повышения вса­

сывающей способности

насоса

необходи­

мо стремиться к уменьшению гидравли­

ческих

потерь в

насосе, главным

обра­

100 \

зом, в клапанах и клапанных коробках.

\

При

данной

вязкости

жидкости

и

80 х

прочих равных условиях высота всасы­

\

вания

зависит

в

основном

от средней

1

скорости поршня. Поэтому для создания

60

устойчивой работы насоса следует сни­

\

жать скорость поршня в зависимости от

вязкости жидкости (см. рис. 36).

00

Л

Для

суждения

о

работе

прямодей­

V

ствующих насосов

на

вязкой жидкости

обычно

пользуются

кавитационными

ха­

20

\

рактеристиками,

выражающими измене­

ние подачи Q или коэффициента подачи

т]о от вакуумметрической высоты всасы­

00

60

80 t;c 100

вания Нвак. Характеристики

снимаются

Рис.

52.

Зависимость

для нескольких

значений

числа

двой­

ных ходов п поршня при постоянном дав­

вязкости

цилиндрового

лении на выходе из насоса.

масла

6 от

температуры

результаты

испытаний

сдвоенных

Ниже рассматриваются

прямодействующих насосов ПНП-4, ПНП-11, ПНП-7 и ПНП-250 на воде и цилиндровом масле 6. Основные технические данные этих насосов приведены в табл. 6.

Кривая зависимости вязкости цилиндрового масла, на кото­ ром производилось испытание, от температуры представлена на рис. 52.

Результаты испытаний насоса ПНП-4 на воде и масле пред­ ставлены в виде кривых rjo — Нъак на рис. 53. Кривые снимались при постоянном давлении на выходе, равном 0,44 МПа.

Из этих кривых видно, что коэффициент подачи при работе насоса на воде весьма мало изменяется с ростом высоты вса­ сывания, пока последняя не достигнет около 7 м вод. ст. Даль­ нейшее увеличение высоты всасывания приводит к резкому сни­ жению коэффициента подачц. Максимальный коэффициент

Vo

ip					----------		1
							-.110
op						/ ■
						\
0.8			?--------
			----------	----------	----—
		ч	=55д6.ход/мин				^
OP,							5	6		7	8
								Нбак}м1од-с т
Рис.		53.	Характеристика			т)0 — Я вак насоса				ПНП-4:
-----------			вода, * = 28 ° С ; --------------				масло,		вязкость 35 °Е
Г}0
				5	^		\;			л
				П=30‘			п=6066.ход/нин
'	2		3	0	5		6	7		8	9
								Щак,н бод.cm
Рис.		54.	Характеристика			г)0 — //вак		насоса		ПНП-11:
---------		вода,		* = 28 °С;	--------------------масло,		масло,		вязкость		10° Е;
			. . . . . .	. .			вязкость		110° Е

Ji=50дОход/мин

	—	i
~	\ L \
0' 82------3 ----------------------------------	U	5 6 1 8 -------9

ЩаК1м6од.ст

Рис 55. Характеристика % — Нвак насоса ПНП-7:

вода, * = 28 ° С ; ---------------	масло,	вязкость 10 °Е;
. . . . . . . . ---- масло	вязкость	110 °Е

подачи у данного насоса		при работе на	воде	равен 0,91 (при
п =	110 дв. ход/мин).
на	Кривые г)о — Явак, полученные при испытании насоса ПНП-4
	масле вязкостью 35 °Е	(температура	масла	61°С), показы­

вают, что коэффициент подачи начинает быстро уменьшаться по достижении высоты всасывания около 4 м вод. ст., т. е. значи­ тельно раньше, чем при работе насоса на воде.

На рис. 54 представлены результаты испытаний насоса ПНП-11. Насос испытывался при постоянном давлении на вы­ ходе, равном 0,5 МПа.

При работе данного насоса на воде коэффициент подачи практически остается постоянным до тех пор, пока высота вса­ сывания не достигнет около 7 м вод. ст. Максимальное значение коэффициента подачи у насоса равно 0,99 (при п — = 60 дв. ход/мин).

Ь

1,0

0,95		—	—
			\
п=38 ^		-----------
	^	\	^ ть=1д88.ход/мин\
0,9			X
			\ ______________
			Нвак,м бод.ст.
Рис. 56. Характеристика			г|о — ^вак насоса ПНП-250:

----------- вода, f = 2 8 ° C ; ------------------ масло, вязкость 50...80 °Е

Из рис. 54 видно, что при работе насоса на масле вязкостью 10 °Е (температура масла 82 °С), коэффициент подачи начинает резко убывать при высоте всасывания около 5 м вод. ст. Ана­ логичные результаты получены при испытании насоса на масле вязкостью 110°Е (температура масла 41 °С).

Результаты испытаний насоса ПНП-7 на воде и масле даны на рис. 55. Испытание насоса производилось при постоянном давлении на выходе, равном 0,9 МПа.

Характер кривых г)о — Я вак» ПОЛуЧ0ННЫХ При ИСПЫТАНИИ НЗ-

coca на воде, примерно такой же, как и у насоса ПНП-11. Ма­ ксимальный коэффициент подачи при 54 дв. ход/мин равен 0,99.

Кривые г)о — Я вак, построенные для масла вязкостью 10 и 110°Е, показывают, что коэффициент подачи начинает резко уменьшаться при высоте всасывания около 4 м вод. ст., т. е. несколько раньше, чем у насоса ПНП-11.

Кривые г|о — Я вак, показанные на рис. 56, относятся к на­ сосу ПНП-250. Они получены при испытании насоса на воде и масле вязкостью 50...80°Е при давлении на выходе 1 МПа. Ко­ эффициент подачи насоса при 38 дв. ход/мин составляет 0,99.

Результаты испытаний насосов ПНП-4, ПНП-11, ПНП-7 и ПНП-250 показывают, что коэффициент подачи у сдвоенных

прямодействующих насосов при работе на воде с температурой до 30 °С практически не зависит от высоты всасывания, если последняя не превышает 6...6,5 м вод. ст.

Из рис. 53—56 видно, что кавитационные характеристики на­ сосов при работе их на масле существенно отличаются от та­ ковых при работе на воде как по допустимым высотам всасы­ вания, так и по внешнему виду.

При работе на масле резкое снижение коэффициента подачи у насоса ПНП-250 наблюдается при достижении высоты вса­ сывания 3 м вод. ст:, у насосов ПНП-4 и ПНП-7 — при 4 м вод. ст. и у насоса ПНП-11 — при 5 м вод. ст.

Приведенные выше результаты испытаний сдвоенных паро­ вых насосов рекомендуется учитывать при установлении допу­ стимой вакуумметрической высоты всасывания у вновь проек­ тируемых насосов.

Если насосная установка оборудуется одиночными прямодей­ ствующими насосами, то максимальная геометрическая высота всасывания может быть рассчитана по формуле (18).

В практике эксплуатации насосных установок бывают слу­ чаи, когда насос некоторое время бездействует. При длитель­ ном бездействии насоса его всасывающий трубопровод заполнен воздухом, т. е. он сухой. Удаление (откачка) этого воздуха на­ зывается сухим всасыванием или самовсасыванием. В период откачки воздуха из всасывающего трубопровода и заполнения его перекачиваемой жидкостью насос работает как компрессор. Следовательно, к этому пусковому (начальному) периоду наи­ более удобно применить изотермический процесс, что позволит в простом виде рассмотреть условие заполнения всасывающего трубопровода жидкостью и условие пуска насоса в действие.

Предположим, что в начале пуска насоса поршень находится в крайнем нижнем положении, чему будет соответствовать дав­ ление в рабочей камере, равное атмосферному давлению ра. Когда поршень придет в крайнее верхнее положение, давление

под	поршнем рх	определится		из	уравнения	изотермического
процесса
	Ра (Утр + Увр. г) =			РХ(Утр + Увр. г +		Уг. ц),
где	VTp — объем	всасывающего			трубопровода, Увр. г — объем
вредного пространства;			Уг. ц — полезный объем гидравлического
цилиндра.
	Решая это уравнение, получим
		_		Утр +	Увр. г
		Рх	Ра 1Лтр + УВр. г+ Уг. и

Через некоторое время работы насоса <=Утр/^Уг.ц«

из всасывающего трубопровода воздух в количестве VTP будет удален (откачан) и давление рх станет достаточным для подъе­ ма жидкости на заданную геометрическую высоту Я вс.

Уравнение (43) теперь примет вид

Vв р .г	Ог
Рх Рь Увр. г + Уг. и	аг + 1 *

откуда следует, что с увеличением относительного объема вред­ ного пространства а г увеличивается рх, а следовательно, будет уменьшаться высота Я вс, что следует из основного уравнения гидростатики

Pa = PgHBC+ рх.

Вредное пространство влияет на высоту подъема жидкости тем больше, чем больше жидкость насыщена воздухом и чем хуже уплотнение (герметичность) всасывающего тракта насоса.

Г л а в а VI. КОНСТРУКТИВНЫ Е ОСОБЕННОСТИ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ Д ЕТАЛ ЕЙ ПАРОВЫХ НАСОСОВ

26. ЦИЛИНДРЫ

Паровые цилиндры изготовляются из чугуна. Материалом для гидравлических цилиндров также обычно служит чугун. Однако при высоких давлениях приходится изготовлять гидравлические цилиндры из стального литья или кованой стали. В кованых ци­ линдрах необходимые камеры, ходы и отверстия получаются высверливанием. Гидравлические цилиндры насосов для пере­ качки коррозирующих жидкостей делаются из специальных ма­ териалов.

Гидравлический цилиндр насоса должен иметь форму, недо­ пускающую образование воздушных мешков, для чего напорный клапан устанавливают в наивысшей его точке с тем, чтобы воз­ дух, попавший через всасывающий клапан мог быть удален при следующем ходе поршня через напорный клапан.

На рис. 57 показан блок гидравлических цилиндров сдвоен­ ного парового насоса. За одно целое с блоком цилиндров отлиты клапанные коробки. Цилиндры имеют вставные втулки. Прн износе внутренней рабочей поверхности втулка заменяется но­ вой.

На рис. 58 показан гидравлический цилиндр одиночного па­ рового насоса. Клапанные коробки выполнены отдельно от ци­ линдра и крепятся к нему на болтах. Цилиндр снабжен сменной втулкой.

Втулки гидравлических цилиндров обычно изготовляют из чугуна, латуни или стали. Втулка закрепляется в цилиндре

запрессовкой или каким-либо иным способом, например при по­ мощи установочного винта (см. рис. 79).

Если у цилиндров отношение наружного радиуса к внутрен­ нему больше 1,15, то их следует рассматривать как толстостен­ ные сосуды.

Рис. 57. Блок гидравлических цилин-	Рис. 58. Гидравлический цилиндр
дров сдвоенного парового насоса	одиночного парового насоса с кла­
	панной коробкой

Из теории упругости известно, что в толстостенном цилин­ дрическом сосуде с днищами, находящемся под действием вну­ треннего давления pt- и наружного давления р по граням эле­ мента, выделенного двумя радиальными плоскостями и двумя концентрическими цилиндриче­ скими поверхностями, действуют напряжения аг, а/ и ог (рис. 59).

Главные нормальные напря­ жения Or и ot определяются по формулам Ляме:

		2	2
	Or =	рЛ -	рг2		(Pi “	Р) ф 2	(44)
		Го—П			(-1 - -?) ^ ’
Рис. 59.	К определению напря- _ __	PirI	Рг2	i	(Pi	Р) т\гг	(45)
жений в	толстостенном цилиндре	г 2	Г‘г	"г	^	г2

где г\ и г2 — внутренний и наружный радиусы цилиндра; г радиус, на котором определяются напряжения.

Напряжение в осевом направлении равно

п л

Plr1~ Рг2

Го г.

Если величиной р пренебречь, то формулы (44) —(46) упро­ стятся и примут вид:

Из формул (47) и (48) видно, что а/ > аг, причем как а/, так и Or достигают наибольшей величины при г = г\ и наимень­ шей при г = г2 (рис. 60).

Напряжения ог равномерно распределе­			Рис. 60. Эпюры рас­
ны по площади поперечного сечения ци­			пределения напряже­
линдра.			ний ог и ot при дей­
При расчете цилиндров из хрупкого ма­			ствии внутреннего да­
териала (чугун) пользуются обычно тео­			вления pt
рией наибольших относительных деформа­
ций. Согласно этой теории приведенное		(расчетное) напряжение
будет равно
Опр =	max И* №г	&г шах)»	(49)

где (х — коэффициент Пуассона.

Подставляя в формулу (49) ЗНачеНИЯ О/шах, Oz И Qrmax, по-

лучим	(	А	\
А + А
■^пр=			- * ) •

Если принять (х = 0,3 и приравнять апр допускаемому на­ пряжению на растяжение [а]Р, то будем иметь

l^Pjij-O A PtA

4 - А

откуда

		[cr] р + 0,4pi
		V[a]p — l,3Pl +		я»
	где pi — наибольшее давление в цилиндре, Па;				а — добавочная
	величина, принимаемая равной от 0,3 до			1 см	(меньшие значе­
	ния для цилиндров со вставными втулками).
	Толщина стенки цилиндра
	_	/	/ [alp + 0,4pi	\		(50)
	ô — r 2 r i	Г ‘ V Д /	[ a ] p - l , 3 p ,	1) + а -
	Так как нагрузка носит обычно переменный и часто ударный
	характер, [о]Р для чугуна принимается равным				15 МПа. В усло­

виях спокойной работы при малом числе двойных ходов поршня [О]р может быть повышено до 25 МПа [10].

При расчете цилиндров из пластичного материала (сталь и пр.) следует пользоваться теорией наибольших касательных напряжений. Величина приведенного (расчетного) напряжения равна

НО	^пр =	Ot max		Of max»
O t max			_Г2		-------jT »
		Or max —		2/7/
следовательно,					r2“ r\
	<4 =		2Pi	4
				rl — r21 •
Приравняв Опр допускаемому напряжению [a]P, получим
	И р =		2pt	rt, — г .
Отсюда	_	/		(alp
r2					- fa ,
	Г|	V	1°1р—2Pi

где a — прибавка, составляющая 0,3...0,7 см.

Допускаемое напряжение [<т]р для стального литья прини­

мается равным 35...55 МПа	[10].
Толщина стенки цилиндра
1 =	(51)

Толщина фланца цилиндра ôi = (1,3... 1,5) б.

Формулами (50) и (51) можно пользоваться также при оп­ ределении толщины стенки клапанной коробки, только вместо

98

радиуса цилиндра в них следует подставлять радиус клапанной коробки.

Крышки цилиндров и клапанных коробок обычно рассчиты­ ваются как круглые пластины, закрепленные по контуру и на­ груженные равномерно распределенной нагрузкой. Расчетная формула для определения толщины 6К стенки крышки имеет вид

где гк — радиус крышки (у крышки цилиндра гк = гь а у крыш­

ки клапанной	коробки	гк =	Гщ; гщ — внутренний радиус ко­
робки!. ,	I * I ■	f *

Допускаемое напряжение [а]„ для чугуна принимается от 15 до 30 МПа.

Толщину стенки латунной вставной втулки можно опреде­ лить по соотношению (см)

0ВТ = 0,03г, + (0,3 до 0,8),

где г1 в см.

Фланцевые соединения должны обладать надлежащей проч­ ностью и плотностью.

Для герметизации стыков между корпусом насоса и крыш­ ками, мест присоединения арматуры, пробок и др. обычно при­ меняются плоские прокладки. Они выполняются из мягких ма­ териалов (прокладочного или асбестового прессшпана, фибры,

паронита, кожи,	резины, фторопласта и др.) и	из металлов,
в основном из меди и алюминия.		закладывается
При высоких	давлениях мягкая прокладка

в выточку с тем, чтобы она не была выжата внутренним дав­ лением. В паровых насосах общепромышленного назначения применяются в основном прокладки из мягких материалов. Про­ кладки из металлов должны иметь высокий модуль упругости для выдерживания значительных усилий при предварительном сжатии и в то же время не должны оказывать высокого сопро­ тивления деформации, чтобы неровности герметизирующих по­ верхностей могли быть выровнены в процессе пластической де­ формации.

Болты (шпильки), крепящие крышки цилиндров и клапан­ ных коробок, рассчитываются с учетом предварительной их за­ тяжки, необходимой для деформации уплотняющей прокладки. Уплотняющая сила Рк, обусловливающая герметичность уплот­ нения, определяется формулой

P« = Pi + Pd,

где Pi — сила внутреннего давления; Ра — внешняя сила (сила, сжимающая прокладку).

4*