книги / Паровые насосы
..pdfмально возможную высоту всасывания при данном числе двой ных ходов поршня. Такие характеристики называют кавита ционными. Их снимают обычно при нескольких значениях чисел двойных ходов поршня.
Важными для паровых насосов являются парорасходные ха рактеристики. В качестве примера на рис. 30 представлены гра фические зависимости, выражающие изменение полного и удель ного расхода пара от числа двойных ходов поршня в минуту для насоса ПНП-4. Там же нанесен график полезной мощности N„ насоса.
6, нг/ч
Nn, кВт
1.2.
0,9
0,6
0.3
0
Рис. 29. |
Характеристики |
Q — # вак |
и |
Рис. 30. Парорасходные характери |
|||
% ~ |
Нвак поршневого насоса |
|
стики сдвоенного насоса ПНП-4: |
||||
|
|
|
|
|
(?н — полный расход |
насыщенного |
пара; |
Графики |
полных |
расходов |
расход |
перегретого |
пара; |
||
£уд н —удельный расход насыщенного пара; |
|||||||
пара насыщенного G„ и пере |
5 уд. п— удельный расход перегретого пара; |
||||||
гретого С?п построены по ре |
|
|
|
||||
зультатам |
замеров, |
получен |
|
расходов |
пара |
||
ных при испытании |
насоса. |
Кривые удельных |
|||||
(кг/кВт-ч) |
строились по формулам: |
|
|
||||
для насыщенного пара |
|
|
|
|
|||
|
|
|
8 уд. п — |
0,,/yVn, |
|
|
|
для перегретого пара |
|
|
|
|
|||
|
|
|
8ул. п |
G n/jV n, |
|
|
где Gк и Gn — в кг/ч, N„ — в кВт.
При снятии парорасходных характеристик давление на вы ходе из насоса, вакуумметрическая высота всасывания и дав ление отработавшего пара поддерживались постоянными.
Из рис. 30 видно, что с уменьшением числа двойных ходов п поршня удельный расход пара резко возрастает. Это вызывается увеличением потерь от теплообмена с понижением скорости поршня.
На рис. 31 можно видеть, как изменяются полный G и удель ный g yR расходы пара, а также напор Я от активного давления пара. Под активным давлением пара ракт понимают разность давлений свежего пара на входе в насос и отработавшего пара на выходе из насоса. Такие характеристики получают при по стоянном числе двойных ходов поршня, постоянной вакуумметрической высоте всасывания и постоянном давлении отрабо тавшего пара.
|
Рис. 32. Графические зависи |
|
мости Q, т]о и ракт от п паро |
рового насоса |
вого насоса |
|
При расчетах под активным давлением пара понимают раз ность давлений пара на паровой поршень. Найдем аналитиче скую зависимость между напором прямодействующего насоса и активным давлением пара на поршень при п = const.
Для насосов, работающих без расширения пара, можно на писать
pgHFfa,. = (pi — p2)F n — T,
где р1 — давление в паровом цилиндре со стороны впуска; рч — давление в паровом цилиндре со стороны выпуска; Я — напор, создаваемый насосом; F — площадь гидравлического поршня; Fn— площадь парового поршня; Т — сила трения в поршнях, сальниках и золотниковом приводе; т)г — гидравлический к. п. д. насоса.
Решая это уравнение относительно Я, получим
гг_ Fu \ / _ |
\ _ |
рgF |
P*) рgF * |
Обозначим
FnT]r/pgF = A0 и Tr\r/pgF = В0,
тогда
Я — AQ(pi — р2) — BQ.
Это есть уравнение прямой. Угловой коэффициент А0 тем больше, чем больше отношение F„/F. Особенно большой угол подъема имеют характеристики Я = f{p\ — рг) высоконапорных котельнопитательных насосов, так как для получения требуе мого напора диаметр парового поршня у них берется много больше диаметра гидравлического поршня. В приведенных вы водах г|г принят постоянным.
Кроме рассмотренных выше характеристик, во время стен довых испытаний снимают также характеристики, выражающие зависимость подачи Q, коэффициент подачи г|о и активного дав ления пара от числа двойных ходов поршня. Такие характери стики представлены на рис. 32. При испытании насоса давление на выходе, вакуумметрическую высоту всасывания и давление отработавшего пара сохраняют постоянными.
В последние годы стали замерять уровень шума, создавае мого насосом. Допустимые уровни звуковой мощности (в дБ) при соответствующих частотах (Гц) регламентированы стандар том на сдвоенные паровые поршневые насосы.
18. И НД ИВ ИД УАЛ ЬН АЯ И СОВМ ЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСОВ
Паровой поршневой насос может работать на трубопровод индивидуально и совместно с другими насосами. Рассмотрим сначала индивидуальную работу насоса на трубопровод.
Обратимся к рис. 33, а. Здесь нанесены характеристики на соса Q — Я для трех значений числа двойных ходов поршня щ,
Рис. 33. Работа поршневых насосов на трубопровод: а — индивидуальная работа; б — параллельная работа
л2 и Пз и характеристика трубопровода АВ. Через Я ст обозначен статический напор системы (например, давление в паровом котле).
Характеристика трубопровода строится по уравнению
Дтр== Яст “Ь koQip I
где Qrp — расход жидкости через трубопровод, м3/с; k0 — по стоянная для каждого данного трубопровода, определяемая по
Выражению
4. = M |
+ 4 + 0 l? fe - |
|
где X— коэффициент гидравлического трения; / — длина трубо |
||
провода, м; d — внутренний диаметр трубопровода, м; |
— |
|
сумма коэффициентов местных сопротивлений; 1 — член, |
учи |
тывающий потерю с выходной скоростью в случае концевой трубы.
Режим работы насоса для каждого числа двойных ходов поршня определяется точкой пересечения характеристики на соса и трубопровода (рис. 33, а). Так, при числе двойных хо дов п.{ рабочей точкой будет С\, которой соответствует напор Н\ и расход Qi. Если насос работает с числом двойных ходов л2, то рабочей точкой будет С2 и т. д.
Все сказанное справедливо только в том случае, если на трубопровод работает один насос. При совместной работе насо сов точка пересечения кривой сопротивления трубопровода с ха рактеристикой насоса перестает определять режим работы на соса.
Рассмотрим работу установки, состоящей из двух поршневых насосов, включенных в сеть параллельно. На рис. 33, б кривые 1 и 2 — характеристики насосов, а кривая АВ — характеристика трубопровода. Суммарная характеристика двух параллельно работающих насосов изобразится кривой 3. Она получается сло жением подачи насосов при одинаковых напорах.
Точка С3 на характеристике трубопровода будет определять режим работы насосов. Нетрудно видеть, что при параллельной
работе |
насос 1 |
обеспечивает подачу Qi |
при напоре Я 3 |
(точ |
ка Ci), |
а насос |
2 — подачу Q2 при том |
же напоре (точка |
С2). |
Суммарная подача двух насосов равна Q3 при напоре Я3. Рассмотрим теперь параллельную работу поршневого и цен
тробежного насосов.
На рис. 34 кривые / и 2 есть соответственно характеристики поршневого и центробежного насосов. Кривая АВ — характери стика трубопровода.
При индивидуальной работе поршневого насоса на трубо провод рабочей точкой будет Ci, а центробежного насоса — точка С2. Суммарная характеристика 3 одновременно работаю щих насосов получается сложением соответствующих абсцисс характеристик / и 2.
Рабочая точка С3 показывает, что полная подача Q3 обоих насосов равна подаче Q2 центробежного насоса при данном напоре Я3 плюс подача Q( поршневого насоса.
Из рис. 34 видно, что Qî < Qi, так как с увеличением напора возросли утечки жидкости. Следует заметить, что поскольку уменьшение подачи у поршневых насосов с возрастанием напора незначительно (в пределах изменения рабочего напора), то при
64
выполнении практических расчетов характеристику Q — H для этих насосов часто изображают прямой линией.
Если предположить, что характеристика трубопровода есть кривая AD, то совместная работа обоих насосов была бы не возможна, так как суммарная характеристика 3 не пересекается кривой AD. В этом случае центробежный насос выключится, т. е. его невозвратный клапан закроется, а сам насос будет ра ботать вхолостую.
Если выключить поршневой насос, то, как уже упоминалось выше, рабочей точкой центробежного насоса при работе на тру бопровод с характеристикой АВ будет С2, при этом подача его Q2 будет больше Q2.
Н
Ъ
н2
А
О |
Qj в/ |
ûj |
Q |
Рис. 34. Параллельная |
работа поршневого и |
||
|
центробежного насосов |
|
Рассмотрение кривых на рис. 34 позволяет сделать следую щие выводы:
1) подключение центробежного насоса к магистрали парал лельно поршневому насосу увеличивает расход на Q2 < Q2;
2) чем круче поднимается характеристика трубопровода, тем меньшую прибавку к расходу дает подключение центробеж ного насоса;
3) чем положе опускается характеристика центробежного насоса, тем большая прибавка к расходу получается от его под ключения.
При пуске кривошипных поршневых и центробежных насо сов в параллельную работу рекомендуется присоединять цен тробежный насос к уже работающему поршневому постепенным открытием напорной задвижки, так как присоединение поршне вого насоса к центробежному вызывает резкое изменение по дачи последнего, что приводит к гидравлическому удару. Паро вой поршневой насос можно подключать к уже работающему /центробежному насосу постепенным открытием паровпускного вентиля.
Г л а в а |
V. РАСЧЕТ ПАРОВЫХ НАСОСОВ |
|
|
|||||||
19. |
О П Р ЕД ЕЛ ЕН И Е ГЛАВНЫ Х |
РАЗМ ЕРОВ |
ГИ Д РАВ Л И Ч ЕС КОГО |
ЦИЛИНД РА |
||||||
И Д И АМ ЕТРО В |
П АТРУБКОВ |
НАСОСА |
|
|
|
|
||||
Подача насоса |
(м3/с) |
|
kFaSn _ |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
Q |
60 |
Т1о> |
|
|
где |
k — число |
рабочих |
камер; |
F — площадь |
гидравлического |
|||||
поршня, |
м2; |
S — ход |
поршня, |
м; |
п — число |
двойных ходов |
||||
поршня |
в минуту; г)0— коэффициент подачи; |
а = |
1 — /ш/2/7 — |
коэффициент, учитывающий уменьшение рабочей площади поршня цилиндра; fm— площадь поршневого штока, м2.
Заменив в приведенной формуле площадь F гидравлического
поршня равной ей величиной nD2/4, получим |
|
|
Q = ' |
knD2aSn _ |
(29) |
4-60 110 |
||
Q = |
knD2a^n _ |
(30) |
4• 60 |
где ф = S/D.
Из выражения (30) находим диаметр гидравлического ци линдра (м)
V |
ят)0katyn |
|
Средняя скорость поршня |
|
|
иср = |
Snj30. |
|
Так как Sn = 30wcp, то выражение |
(29) можно представить |
|
в следующем виде: |
|
|
knD2a30uCr} |
|
|
Q = |
4^60 |
Т'0' |
Отсюда найдется диаметр гидравлического цилиндра (м)
^ЛJ nr\0kaucp
При расчете насосов величины Q и k обычно бывают извест ными. Для определения диаметра цилиндра задаются либо п, ф, цо и а, либо Wcp, rjo и а.
Для предварительных расчетов насосов с D ^ 150 мм ко эффициент а можно принимать равным 0,98...0,99. Для малых насосов коэффициент а может существенно отличаться от еди ницы (0,9...0,95).
66
Отношение |
хода |
поршня к диаметру |
(ojj) лежит примерно |
в следующих пределах: |
|
||
Сдвоенные паровые насосы . |
1,0.. .2,0 |
||
Одиночные |
» |
» |
2,0 ... 2,8 |
Большие значения г|) относятся к насосам с повышенным напором, у которых для уменьшения силы, действующей на поршневой шток, принимают малое сечение поршня и относи тельно большую длину хода.
Одиночные прямодействующие насосы с длинным ходом поршня (большим г|э) являются наиболее приспособленными для перекачивания легко испаряющихся жидкостей.
Коэффициент подачи т]0 можно принимать в соответствии с данными, приведенными в п. 16.
Число двойных ходов поршня в минуту п у сдвоенных паро вых насосов обычно лежит в пределах от 30 до 120 и у одиноч ных от 20 до 50. Большие значения чисел двойных ходов поршня относятся к малым насосам.
Для сдвоенных паровых насосов в ГОСТ 11376—77 указано число двойных ходов поршня для каждой модификации насоса.
В'табл. 4 приведены технические данные сдвоенных паро вых насосов некоторых зарубежных фирм.
Т а б л и ц а |
4. Технические данные |
сдвоенных |
паровых |
насосов |
|
|||
зарубежной |
постройки |
|
|
|
|
|
|
|
Технические данные |
|
Насосы фирмы |
Насос фирмы |
VVDM-150 |
||||
|
|
«Том энд |
||||||
|
|
|
|
«Вортингтон* |
|
Лэмонт* |
|
|
Полача, м3/ч |
МПа |
160 |
150 |
|
200 |
150 |
||
Давление |
на выходе, |
0,85 |
0,85 |
|
0,70 |
0,85 |
||
Число двойных ходов поршня |
40 |
30 |
|
34 |
38 |
|||
в минуту |
|
|
высота |
5 |
5 |
|
6 |
5 |
Вакуумметрическая |
|
|||||||
всасывания, м вод. ст. |
|
0,85 |
0,85 |
|
1,25 |
0,85 |
||
Давление |
(избыточное) све |
|
||||||
жего пара, МПа |
|
0,10 |
0,15 |
|
|
0,10 |
||
Давление (избыточное) отра |
|
— |
||||||
ботавшего |
пара, МПа |
|
|
|
|
|
|
|
Основные размеры насоса; мм: |
380 |
406 |
|
355,6 |
360 |
|||
диаметр паровых цилиндров |
|
|||||||
диаметр гидравлических ци |
300 |
305 |
|
305 |
280 |
|||
линдров |
|
|
300 |
305 |
|
382 |
300 |
|
средний ход поршней |
|
|||||||
Параметр |
ф |
|
1 |
1 |
|
1,25 |
1,08 |
|
Средняя |
скорость поршня, |
0,4 |
0,3 |
|
0,43 |
0,38 |
м/с
Насосы, указанные в табл. 4, установлены на многих оте чественных морских танкерах и служат для зачистки танков от остатков нефтепродуктов.
3* |
67 |
Для определения числа двойных ходов поршня в минуту п судовых сдвоенных паровых насосов в работе [13] рекомендуют ся следующие формулы:
для насосов общесудового назначения
п = 1 000/(11,8 + 0,03735);
для насосов питательных и перекачивающих высоковязкие жидкости
п = 1000/(16,8 + 0.0893S),
где S — в мм.
Выбранное число двойных ходов поршня должно быть про верено по средней скорости поршня.
Рис. 35. Примерная зависимость средней |
Рис. 36. Снижение средней ско- |
скорости поршня от длины его хода |
рости поршня «ср (в % от основ |
|
ной скорости) в зависимости от |
|
вязкости жидкости |
На рис. 35 дана примерная зависимость средней скорости поршня иср от длины хода S для паровых прямодействующих насосов, работающих на воде. График 1 относится к сдвоенным насосам, график 2 — к одиночным насосам.
Для насосов, предназначенных для перекачивания вязких жидкостей, средняя скорость поршня принимается меньше, чем для водяных насосов. График, изображающий снижение сред ней скорости ыСр поршня в зависимостс от вязкости V жидко сти представлен на рис. 36. Благодаря снижению скорости поршня создаются стабильные условия работы насоса на вязкой жидкости.
Определив диаметр цилиндра, находят ход поршня 5 = ф£). Зная ход поршня, можно определить осевой размер гидравли ческого цилиндра. Зазор между поршнем, находящимся в край нем положении, и крышкой или днищем цилиндра определяется из расчета паровой подушки.
Для определения диаметров |
(м) |
всасывающего патрубка d\ |
|
и напорного |
патрубка d2 напишем уравнение расхода |
||
|
n d i |
n d \ |
|
|
Q = — ° i “ - |
V 2 , |
|
|
|
|
|
откуда |
d\ = д/4Q/jtt?i |
и d2- |
■ \jAQjnv2 , |
где t»i — средняя скорость жидкости во всасывающем патрубке, м/с; v2— средняя скорость жидкости в напорном патрубке, м/с.
Обычно для воды принимают i>i= 1...2 м/с и Ü2=1>5—2,5 м/с. Для вязких жидкостей скорости течения в патрубках сле дует принимать меньше, чем для воды. Примерные значения
скорости следующие: V\ = 0,7...1,1 м/с и v2 = 1,0... 1,7 м/с.
20. О П Р ЕД ЕЛ ЕН И Е Д И АМ ЕТРО В ПАРОВЫ Х ЦИЛИНДРОВ И ПАТРУБКОВ
Для установившегося режима работы парового прямодей ствующего насоса можно написать уравнение
pgff JtD |
nDi |
Чг — = чM(W Î - P2) |
(31) |
|
|
где р\ — абсолютное давление свежего |
пара в золотниковой |
коробке; р2— абсолютное давление пара |
в цилиндре со сто |
роны выпуска; т)п— коэффициент, учитывающий потерю давле ния пара при перетекании его из золотниковой коробки в ци линдр; х — коэффициент, зависящий от степени впуска ев в па ровом цилиндре.
Решив уравнение (31) относительно диаметра парового ци линдра D„, получим
|
Da = |
D |
P g ftf |
' |
(32) |
|
|
Л ГЛ М ( л Д Р ) - Р г ) |
|
||||
|
|
|
|
|
||
где Я — в м; р\ |
и р2— в Па. |
|
|
|
||
Формулу (32) |
можно представить |
в следующем виде: |
|
|||
|
Da = |
D |
Pg H |
|
|
|
|
Л у (%Р\ - |
Р г /Л п ) |
|
|
||
|
|
|
|
|
||
где г]у = т|гГ]мГ1п — коэффициент, учитывающий гидравлические |
и механические потери в насосе, а также потерю давления пара при перетекании его из золотниковой коробки в цилиндр. При расчете можно принимать г]у = 0,7...0,8 и г]п = 0,93...0,97. При ведем значения х в функции ев:
ев . |
1,0 |
0,8 |
0,7 |
0,6 |
Y |
1,0 |
0,94 |
0,89 |
0,84 |
Если насос проектируется с двумя паровыми цилиндрами, расположенными на одной оси с гидравлическим цилиндром (принцип компаунд), то диаметры паровых цилиндров можно
рассчитать по |
методике, изложенной в работе [18]. |
|
Обозначим |
в. л — площадь |
цилиндра высокого давления |
и Рц. н* д — площадь цилиндра |
низкого давления. Отношение |
этих площадей определяется выражением
® === Ль U.JFц. в.д = "V Р\1Р2 »
где р\ — начальное абсолютное давление пара в цилиндре вы сокого давления со стороны впуска; р2— абсолютное давление пара на выходе из цилиндра низкого давления.
- Среднее суммарное эффективное давление, отнесенное к пло щади поршня цилиндра высокого давления, составляет
ps = 2рх— рх!Q — р2й.
Усилие, действующее по штоку поршня, равно
р _ pgH пР2
ТИм 4
Здесь сохранены ранее принятые обозначения. Площадь цилиндра высокого давления
Ль в. д = P/Ps-
Площадь цилиндра низкого давления
Р Ц. Н. Д = = Р ц. в.
Зная площадь цилиндра, нетрудно определить его диаметр. При определенных параметрах пара применение принципа
компаунд дает экономию в расходе пара 25...30%, донако при этом увеличиваются размеры и масса насоса.
Диаметры патрубков свежего и отработавшего пара можно определить по формуле [8]
dn = D„ V ucplw,
где w — допускаемая скорость пара, принимаемая для свежего пара 15...25 м/с и для отработавшего — 8...18 м/с.
Площадь сечения паровпускных окон определяется по вы ражению
п |
_ |
nDl |
“ср |
|
° |
~ |
4 |
ю 0 |
’ |
где Wo— допускаемая скорость пара |
в окне, принимаемая рав |
|||
ной 8...20 м/с. |
|
|
|
|
Размеры окна находятся из соотношения
F0 = aob,