Поршневые насосы

Устройство и принцип действия насоса. Конструктивная схема насоса возвратно-поступательного действия и его теоретическая Индикаторная диаграмма показаны на рис. 58. Поршневые насо­сы имеют цилиндры двустороннего действия (обе полости ци­линдра — рабочие), либо цилиндры одностороннего действия (одна полость — рабочая).

В специальных камерах, примыкающих к цилиндру, распола­гаются всасывающий и нагнетательный клапаны. Они автомати­чески открываются и закрываются под действием разности давле­ний в полости и в соответствующем трубопроводе— всасывающем и напорном.

Рис. 58. Схема поршневого насоса одностороннего действия с криво-

шипно-щатунным механизмом:

1 —нагнетательный клапан; 2— поршень; 3~ шток; 4-~ криво 6 — крейцкопф; 7— цилиндр: 8 — впускной клапан; Г...4'— точки диаграммы

В большинстве насосов поршень соединяется с кривошипно- шатунным механизмом посредство» штока и особого шарнирного устройства — крейцкопфа (ползуна), двигающегося в параллельных направляющих для устранения вертикальных сил поршня на стенки цилиндра под действием шатуна.

В месте прохода штока через крышку цилиндра помешается уплотнение, называемое сальником. В насосах с паровым приводом поршень насоса и поршень парового привода имеют шток (прямодействующие насосы). При движении поршня из него левого положения вправо объем полости цилиндра увеличивается, давление в ней понижается, всасывающий клапан открывается и цилиндр заполняется жидкостью при почти постоянном давлении (см. процесс 4' - 1^′ на диаграмме рис. 58). В крайнем правом положении (точка 1') поршень изменяет свое движение на обратное, всасывающий клапан закрывается, давление в цилиндре резко возрастает до давления нагнетания (процесс 1′—2'), затем открывается нагнетательный клапан, и жидкость вытесняется поршнем из цилиндра (процесс 2 '— 3′). В крайнем левом положении поршень снова изменяет направление своего движения, давление в цилиндре падает (процесс 3'— 4'), нагнетательный клапан закрывается, и цикл повторяется.

Разность давлении, обеспечивающая открытие клапанов и преодоление их гидравлических сопротивлений, определяет дополнительные затраты работы по сравнению с циклом идеального насоса (рис. 59). Эти потери давления не постоянны в течении всего хода поршня. На процессы всасывания и нагнетания заметное влияние оказывают силы инерции жидкости, перемеща­емой поршнем при его неравно­мерном движении, а также инер­ция запорных органов клапанов и прилипание их к своим сед­лам (рис. 60). Вследствие посте­пенного, а не мгновенного, от­крывания клапанов давление в насосе изменяется также посте­пенно. Этим определяется на­клон линии аЬ и cd на действи­тельной индикаторной диаграм­ме (см. рис. 59).

Расстояние между крайними положениями поршня называют его ходом S, а объем, создаваемый стенками цилиндра и порш­нем за один ход, — рабочим объемом цилиндра, V_h = πSD²/4, где D — диаметр цилиндра.

 

 

Рис. 59. Действительная индика­торная диаграмма поршневого на­соса

 

Рис. 60. Клапаны: а — тарельчатый: 1 — ограничитель хода пружины; 2 — направляющий стержень; 3 — пружина; 4 — тарелка; 5 — седло; б ~ шаровой: 1— ограни­читель подъема; 2— запорный шарик; 3— седло

 

Подача насоса одностороннего действия

V=λnV_h=λπSD²/4 (8.19)

а подача насоса двустороннего действия

V= λn(2V_h – Sf_шт)

где n— частота вращения вала насоса (число двойных ходов пор­шня в секунду);

λ — коэффициент подачи, учитывающий утечки жидкости из-за неплотностей в клапанах, сальниках и уплотне­ниях поршня (для насосов, применяемых в теплоэнергетике, λ = 0,9... 0,95); f_шт — площадь сечения штока.

Давление, развиваемое насосом

p=p_вых - p_вх

где p_вых и p_вх — давление на вы­ходе из насоса и на входе в него. Вместо давления часто указы­вают напор насоса (м вод. ст.):

H = p/ρg

где р — плотность перекачива­емой жидкости, кг/м¹; g — уско­рение свободного падения, м/с².

Индикаторная диаграмма ре­ального насоса (см. рис. 59) позволяет определить среднее индикаторное давление p_i. Это условное постоянное давление в рабочей полости цилиндра, преодолевая которое в течение своего хода, поршень совершает работу, эквивалентную работе, рассчитанной по данной индикаторной диаграмме. Среднее индикаторное давление определяется высотой (выраженной в единицах давления) равного по площади индикаторной диаграмме прямоугольника с основанием, длина которого равна длине индикаторной диаграммы. Площадь индикаторной диаграммы замеряют планиметром или путем суммирования элементарных площадей.

Исходя из определения среднего индикаторного давления находят индикаторную (внутреннюю) мощность насоса:

N_i= np_iV_h

Мощность на валу насоса N_e больше внутренней (индикаторной) мощности с учетом механических потерь в узлах трения на привод вспомогательных механизмов, что обычно оценивается ме­ханическим КПД насосной установки η_мех. Таким образом

N_e=N_i/ η_мех

Мощность, сообщаемую насосом подаваемой жидкостью называют полезной мощностью N_n. Очевидно, что

N_П=pV=ρgHV

где V — действительная подача насоса.

Общий КПД насоса характеризует эффективность использова­ния энергии, подведенной на вал насоса:

η = N_П/N_е

Общий КПД учитывает все виды потерь в насосе: гидравличес­кие, возникающие при движении потока от всасывающего к напорному патрубку, объемные (потери жидкости в насосе) и механические.

Общий (полный) КПД насоса

η = η_гη_мехη_об

где η_г — гидравлический КПД (для поршневых η_г = 0,8...0,94); η_мех — механический КПД (для поршневых насосов η_мех= 0,9.-0,95); η_об- объемный КПД (η_об= λ = 0,85...0,95). Для насосов с кривошипно-шатунным механизмом η = 0,65…0,85.

Работа насоса существенно зависит от условий всасывания. Наиболее низкое давление получается в самой верхней точке полости цилиндра в тот момент, когда поршень изменяет направление своего движения (начинает всасывающий ход). Это минимальное давление должно быть больше давления насыщенного пара р_н.п. перекачиваемой жидкости, т.е. p_BC^min >p_н.п.. В противном случае жидкость в месте минимального давления вскипит и в насосе нач­нется кавитация, вызывающая уменьшение подачи и удары в про­точной полости насоса.

Давление в цилиндре с учетом влияния сил инерции при вса­сывании

P_вс = p₀ – ρgH^′_BC – ρgh_BC + p_i

где p₀ ~ давление на поверхности всасываемой жидкости; H^′_BC — расстояние по вертикали от поверхности всасываемой жидкости до верхней точки полости цилиндра (см. рис. 58); h_BC — потери напора во всасывающем тракте; p_i — понижение давления, обус­ловленное инерцией неравномерно всасываемой жидкости.

Очевидно, что наименьшее значение P_вс достигается в начале хода всасывания, а кавитация наступает при p_BC^min = p_н.п.

По аналогии с центробежными насосами можно определить высоту Н^max_вс, при которой начинается явление кавитации, и, взяв определенный запас, найти допустимую высоту всасывания.

Расчеты показывают, что увеличение частоты вращения вала насоса или повышение температуры жидкости (повышается p_н.п.) существенно понижают высоту всасывания. При определенной тем­пературе жидкости может оказаться, что р₀ - p_н.п. = 0 и H^max_BC ста­нет отрицательной величиной. Тогда насос придется устанавли­вать ниже приемного резервуара, т.е. организовывать так называ­емый подпор насоса.

Допустимая высота всасывания обычно указывается в паспор­те насоса и при температуре воды до 30 °С (303 К) в поршневых насосах обычно не превышает 4...6 м.

Рис. 61. Теоретические (сплошные) и действи­тельные (пунктирные) характеристики давле­ния при п = var

 

Характеристики и регулирование подачи. Основной характери­стикой насоса является зависимость между его подачей К и рабо­чим давлением р = f{V). При малых значениях давления в сети подача насоса практически не зависит от развиваемого давления и характеристики р = f(V) для различ­ных значений n близки к вертикальным линиям (рис.61).

 

Рис. 61. Теоретические (сплошные) и действи­тельные (пунктирные) характеристики давле­ния при п = var

 

 

Однако при значительных давлениях утечки в полости насоса возрастают (сни­жается коэффициент подачи λ) и харак­теристики p=f(V) отклоняются от вер­тикали в сторону оси ординат (см. пунк­тирные линии на рис. 61).

Насос обычно подключается к систе­ме трубопроводов, на которых установ­лены запорные, регулирующие и другие устройства. Совокупность этих устройств и трубопроводов называют сетью. Гидравлические свойства сети определяются ее характеристикой, т.е. зависимостью между расходом V_c и давлением p_с в сети. Характе­ристики большинства сетей имеют обычно вид квадратичной па­раболы.

Рис. 62. Характеристики работы поршневых насосов на сеть:

а при регулировании подачи изменением частоты вращения вала (п = var) при параллельной работе двух (1, 2) насосов

 

Пересечение характеристик насоса и сети определяет рабочие точки А, В, С при разных частотах вращения вала (рис 62, а).

Регулирование подачи. По условиям эксплуатации иногда обходимо изменить подачу насоса. В соответствии с уравнением (8.19)

V= nλπSD²/4.

Подача насоса находится в зависимости от четырех факторов: D, S, п и λ. Изменения подачи теоретически можно достигнуть изменением одного или нескольких из них. Практически же изменение D для регулирования подачи насоса с заданными геометрическими размерами невозможно. Можно регулировать подачу на­соса изменением λ. Для этого необходимо выполнить всасывающий или напорный клапан управляемым и задерживать посадку его на седло во время соответствующего хода подачи или всасывания. Этот способ регулирования применяют редко, так как он свя­зан с понижением общего КПД насоса и, следовательно, энергетически неэффективен,

Регулирование изменением длины хода поршня применяют в малых поршневых насосах с кривошипно-шатунным приводом; в таких насосах палец кривошипа можно переставлять в прорези щеки кривошипа. При остановке насоса можно переставить палец на определенное расстояние R от центра и получить S = 2R, необходимое для получения требуемой подач

Основным способом регулирования подачи поршневого насоса с электрическим приводом является изменение частоты вращения приводного двигателя или перемена отношения передаточных устройств, включенных между двигателем и насосом. способ регулирования оправдывается энергетически.

Дросселирование как способ регулирования поршневых насо­сов недопустимо, так как оно почти не влияет на подачу, но су­щественно увеличивает потребляемую мощность.

Поршневой насос может развивать практически любое давле­ние, и это зависит от мощности привода и применяемых конструк­ционных материалов корпуса, штока, уплотнений и т.д. По­следовательное соединение поршневых насосов не практикуется. Для увеличения подачи в сеть два или несколько насосов включают параллельно. Суммарная характеристика двух параллельно работа­ющих насосов изображена на рис. 62, 6. Характеристика получена сложением подачи насосов при одинаковых напорах. Точка А на характеристике сети определяет режим работы насосов и указы­вает, что каждый параллельно работающий насос должен созда­вать давление р_А, а общая их подача составит V^∑_а = V₁ + V₂.

Конструкции поршневых насосов. В зависимости от конструк­ции, назначения и условий работы поршневые насосы классифи­цируются следующим образом:

Ø по роду действия — на насосы одно- и двухстороннего дей­ствия;

Ø по расположению осей цилиндров — на горизонтальные и верти­кальные;

Ø по конструкции поршня — на собственно поршневые насосы, у которых поршень выполнен в виде диска с уплотняющими коль­цами; плунжерные насосы, у которых поршень и шток составля­ют одно целое; диафрагмовые насосы, у которых всасывание и нагнетание достигаются изменением формы гибкой круглой пла­стины (диафрагмы), выполненной из кожи, прорезиненной тка­ни или тонкой стали;

Ø по способу соединения с приводом ~ на поршневые насосы с криво-шипно-шатунным механизмом; прямодействующие, у которых имеется общий шток с приводной паровой или пневматической машиной; ручные, приводимые в действие вручную.

Кроме того, поршневые паровые насосы подразделяются на насосы общетехнического назначения (питательные, топливные, конденсатные и др.) и нефтяные. Насосы предназначены для ра­боты в стационарных и транспортных условиях для перекачива­ния пресной и морской воды, нефтепродуктов, каменноугольных смол, а также других жидкостей, сходных с указанными по плот­ности, вязкости и химической активности.

В теплоэнергетике применяются питательные насосы для подачи воды в парогенераторы, топливные насосы для подачи топлива к горелочным устройствам, насосы-дозаторы для введения химичес­ких реагентов в определенных пропорциях (дозах) в котловую воду. По конструктивным признакам прямодействующие двухпоршневые насосы двустороннего действия делятся на горизонтальные (ПДГ) и вертикальные (ПДВ).

 

 

Паровой двигатель

Поршневый насос

 

Рис. 63. Устройство прямодействующего насоса:

/ — паровой цилиндр; 2 — паровой поршень; 3 — золотниковый распредели

тельный механизм; 4 — сальники; 5 — шток золотника; б — нагнетательный

клапан; 7 — силовой цилиндр; 8 — силовой поршень; 9 — шток насоса

Прямодействующий двухпоршневой насос включает в себя по две гидравлические и по две паровые полости цилиндра, поршни которых жестко связаны между собой (рис. 63). Подвод свежего пара к паровому цилиндру и отвод отработавшего пара произво­дятся с помощью золотникового распределения. Насосы ПДГ име­ют подачу от 2,5 до 60 м³/ч на давление от 0,4 до 2,0 МПа, а насосы ПДВ — от 10 до 250 м³/ч на давление от 0,4 до 5,0 МПа.

Условное обозначение, например ПДГ 25/45, читается, пря­модействующий двухпоршневой горизонтальный насос двусто­роннего действия с подачей 25 м³/ч и давлением на выходе 4,45 МПа (45 кгс/см²).