Характеристики магистральных насосов

В практике эксплуатации центробежных насосов распростра­нение получили три вида характеристик: характеристика насоса; частная кавитационная характеристика; кавитационная характе­ристика.

Характеристика насоса — это зависимость основных техни­ческих показателей насоса (напора Н, мощности N и КПД) от пода­чи Q при постоянной частоте вращения и физических свойствах перекачиваемой жидкости (плотность и вязкость). В каталогах приведены характеристики магистральных насосов по данным за­водских испытаний на холодной воде. Запуск в серийное произ­водство центробежных насосов производят после промышленных испытаний на нефти в условиях работы насосной станции. На рис. 8 приведена характеристика насоса НМ 10000-210.

Из-за особенностей эксплуатации нефтепроводов к характе­ристикам насосов предъявляются следующие требования:

Рис. 8. Характеристика магистрального центробежного насоса НМ 10000 - 210

1) напорная характеристика должна быть монотонно падаю­щей, пологой. Монотонность создает устойчивую работу на сеть в любом диапазоне подач. При пологой характеристике уменьша­ются потери на дросселирование, стабилизируется давление в трубе, в результате чего уменьшаются динамические нагрузки на трубу;

2) тип насоса следует выбирать таким, чтобы КПД был наи­большим. Насосы типа НМ имеют КПД до 89 %;

3) КПД не должен существенно уменьшаться в возможно бо­лее широком диапазоне подач. Снижение КПД не должно превы­шать 2 3 % в диапазоне подач 0,8 1,2.

Частная кавитационная характеристика представляет собой зависимость напора и КПД насоса от кавитационного запаса при постоянных значениях подачи, частоты вращения, физических свойств жидкости.

Кавитационная характеристика представляет собой зависи­мость допускаемого кавитационного запаса от подачи насоса при постоянной частоте вращения и свойствах жидкости. Кавитацион­ная характеристика является исходной для расчета безкавитационной работы насоса.

6. Совместная работа турбомашин

Совместная работа характеризуется подсоединением нескольких турбомашин к одной общей сети и применяется в тех случаях, когда одиночная установка не способна обеспечить необходимой подачи или напора.

В зависимости от конкретных условий совместно работающие турбомашины могут включаться последовательно и параллельно, а располагаться - вблизи или на некотором расстоянии друг от друга.

Последовательное включение турбомашин (или числа ступеней) применяется для увеличения напора в сети.

Например, в многоступенчатых секционных насосах параметры можно изменять путем монтажа соответствующего числа ступеней.

Характеристика Q-H (рис. 9) многоступенчатого насоса в зависимости от числа ступеней k и k' соответствующим образом смещается.

Рис. 9. График регулирования параметров многоступенчатого центробежного насоса изменением числа ступеней

При этом для заданной подачи Q развиваемый напор будет пропорционален числу ступеней

Н = kH_c,

где k - число ступеней; H_c - напор, развиваемый одной cекцией.

При этом к. п. д. насоса, по существу, остается неизменным, потребляемая мощность ступенчато изменяется.

Параллельное включение турбомашин применяется в случае необходимости увеличения производительности. Примером параллельной работы турбомашин может служить водоотлив при больших потоках, когда на общую сеть работают два насоса. Если турбомашины располагаются рядом, то для получения суммарной характеристики параллельно включенных машин (рис. 10) необходимо сложить абсциссы их индивидуальных характеристик при одинаковых значениях напора Н. Точка М пересечения суммарной характеристики I+II с характеристикой сети определяет режим совместной работы турбомашин на общую сеть. Подача при параллельной работе меньше суммарной подачи обеих турбомашин, работающих отдельно Q_I+II < (Q′_I + Q′_II); напор при этом в сравнении c напором одиночной машины несколько возрастает. Это объясняется тем, что с увеличением подачи возрастают потери давления во внешней сети.

Рис. 10. Параллельная работа двух одинаковых турбомашин, расположенных рядом

Чем меньше сопротивление внешней сети, тем эффективнее параллельная работа турбомашин. Режим каждой машины, работающей на общую сеть, определяется горизонтальной линией, проведенной из точки М до пересечения с соответствующей индивидуальной характеристикой (т. М_I,II).

Рис. 11. Последовательная работа двух турбомашин, расположенных на расстоянии друг от друга

Если две турбомашины, включенные на общую сеть, размещаются на некотором расстоянии друг от друга, то для получения рабочего режима нужно характеристику одной из них привести к точке подключения другой (рис. 11).

7. Регулирование турбомашин

Регулирование турбомашин может быть при переменной и постоянной скоростях вращения. Регулирование параметров турбомашин-генераторов путем плавного изменения числа оборотов достигается применением в качестве привода электродвигателя постоянного тока, электродвигателя с фазовым ротором или двигателя внутреннего сгорания. В этом случае в соответствии с законами пропорциональности будет получена новая характеристика турбомашины при неизменной характеристике трубопровода. Однако, поскольку основная масса турбомашин-генераторов приводится в действие асинхронным электродвигателем с короткозамкнутым ротором, не позволяющим осуществлять плавную регулировку числа оборотов, то чаще применяется регулировка турбомашин при постоянной скорости вращения. Основными способами регулирования турбомашин-генераторов при сохранении скорости первичного двигателя являются следующие:

1) Изменение степени закрытия регулирующей задвижки на нагнетательном трубопроводе, чем искусственно изменяется характеристика трубопровода при сохранении индивидуальной характеристики турбомашины (рис. 12). Способ этот прост, но экономически несовершенен из-за существенных потерь напора и значительного снижения к. п. д. установки.

2) Дросселирование задвижкой во всасывающем трубопроводе, что
приводит к снижению подачи и напора турбомашины при сохранении характеристики трубопровода. При этом способе возникает вероятность разрыва сплошности, а значит и возникновения явления кавитации. Такой способ можно применять в случае, если насос расположен ниже уровня приемного резервуара, или при регулировании турбокомпрессоров.

3) Частичный перепуск текучего вещества из нагнетания во всасывание, что также является малоэкономичным. Такой способ может быть приемлем при регулировании производительности скважинного насоса, когда дебит скважины ниже его производительности.

4) Уменьшение диаметра рабочего колеса за счет его обрезки
приемлемо как для турбомашин-генераторов, так и для турбомашин-двигателей. При этом изменяются параметры турбомашины в соответствии с законами пропорциональности.

5) Изменение угла установки лопастей рабочих колес или угла
установки лопаток направляющего аппарата при входе в турбомашину. Изменение параметров машины при этом осуществляется за счет изменения скорости закручивания на входе. Это наиболее экономичный и часто применяемый способ регулирования турбомашин как генераторов, так и двигателей.

6) Увеличение давления во всасывающем трубопроводе.

7) Изменение числа ступеней в многоступенчатых секционных насосах.

Рис. 12. Характеристика внешней сети

8. Конструктивное исполнение динамических насосов

8.1. Общая схема насосной установки

Общая схема насосной установки приведена на рис. 13. Водоподающая установка с центробежным насосом состоит из следующих основных элементов: насоса 1, двигателя 2, пускателя 3, подводящего 4 и напорного 5 трубопроводов. На подводящем трубопроводе имеется приемная сетка 6 и клапан 7, на напорном - задвижка 8 и обратный клапан 9. Трубка 10 с вентилем 11 необходима для заливки водой из напорного трубопровода насоса и подводящего трубопровода. Заливку производят перед пуском насоса. Она может быть осуществлена также через воронку 12 или подачей воды в подводящий трубопровод специальным заливочным насосом.

Труба 13 с задвижкой 14 необходима для выпуска воды при ремонте трубопровода 5. С помощью вакуумметра 15 измеряется разрежение на входе в насос, а с помощью манометра 16 -давление на выходе из насоса. Сетка 6служит для предохранения от попадания в насос с водой посторонних предметов, клапан 7 - для удержания воды при заливке подводящего трубопровода и насоса, а клапан 9 - для того, чтобы при внезапной остановке насоса не произошло гидравлического удара на насос. Через кран 17 выпускают воздух из насоса при заливке.

При работе насоса в подводящем трубопроводе создается разрежение, и жидкость под давлением атмосферного воздуха поступает из резервуара в корпус насоса, происходит процесс всасывания.

На выходе из насоса создается напор, под действием которого вода движется по напорному трубопроводу.

Геометрическая высота всасывания Н_в - расстояние по вертикали от нижнего уровня жидкости в резервуаре до оси насоса.

Геометрическая высота нагнетания Н_г - расстояние по вертикали от оси насоса до сливного отверстия напорного трубопровода.

Геометрический напор насосной установки H_г является полной геометрической высотой подъема жидкости.

Рис. 13 Схема насосной установки

При вертикально расположенном трубопроводе (рис. 13, а)

H_г = H_в + H_н;

при наклонно расположенном трубопроводе (рис. 13, б)

Н_Г = l_П sin α_В + l_Н sin a_H,

где l_П и l_Н - длина соответственно подводящего (от поверхности жидкости в колодце до насоса) и напорного трубопроводов; а α_В и a_H - углы наклона к горизонту соответственно подводящего и напорного трубопроводов.

Напор H, создаваемый насосом, складывается из геометрического напора, гидравлических потерь в трубопроводе и скоростного напора, затрачиваемого на сообщение жидкости скорости.

8.2. Основные элементы конструкций динамических насосов

Центробежный насос (рис. 14) простейшей конструкции состоит из следующих основных деталей: спирального корпуса 1, отлитого заодно с напорным патрубком 2, рабочего колеса 5, вала 4 с муфтой 5, опорного кронштейна 6, подводящего патрубка 7.

Для уравновешивания осевого усилия в ведущем диске рабочего колеса имеются отверстия. Опорами вала являются два шариковых подшипника 8. Для предупреждения износа корпусных деталей и уменьшения объемных потерь в корпусе и крышке насоса установлены уплотняющиеся кольца 9. На выходе вала из корпуса насоса установлено сальниковое уплотнение 10 с гидрозатвором.

8.3. Рабочее колесо лопастных насосов состоит из втулки и лопастей, соединенных с ней непосредственно или при помощи одного или двух дисков. В зависимости от числа дисков эти колеса изготавливаются открытыми (без дисков), полуоткрытыми (один диск) и закрытыми (два диска) с односторонним (рис. 15, а, в, д, е) или двусторонним входом (рис.15, б, г).

Лопасти могут быть отогнуты назад (передача потоку жидкости потенциальной энергии - статический напор), радиальными или отогнуты вперед (передача потоку проходящей жидкости наибольшего количества энергии с преобладанием скоростной).

У насосов, предназначенных для перекачивания суспензий (песка, шлама, грунта и т. д.), каналы в рабочих колесах значительно расширены, а число лопастей уменьшено (до двух и даже до одной).

Рис. 14 Консольный насос

Рис. 15 Форма рабочих колес лопастных насосов

Форма лопастей вихревых насосов (рис. 16) прямоугольная,
трапециевидная или серповидная (наиболее распространенная). Форма
лопастей тихоходных закрытовихревых насосов прямоугольная, открытовихревых - серпообразная. Форма сечения каналов у тихоходных насосов - круглая, у быстроходных насосов - квадратная или со скругленными концами.

Рис. 16. Форма сечений проточной части (а-е) и лопаток (ж-к) вихревых насосов

Подвод - канал для направления жидкой среды к рабочему колесу, обеспечивающий оссимметричный ее поток с равномерным распределением скоростей с минимальными гидравлическими потерями.

Конструктивно подводы выполняют в виде:

• конического прямого патрубка (конфузора), применяемого в консольных насосах;

• коленообразного входного патрубка;

• со спиральной формой канала (наиболее распространенная конструкция).

Подвод потока жидкой среды к рабочим колесам многоступенчатых насосов с лопаточными отводами осуществляется с помощью переводных каналов.

Отвод - устройство для направления жидкой среды из рабочего колеса в отводящий трубопровод насоса или в рабочее колесо следующей ступени, предусмотренное для снижения скорости потока с наименьшими гидравлическими потерями и обеспечения его оссимметричности, чтобы поток стал установившимся.

Конструктивно изготавливают спиральные, кольцевые и двухзавитковые отводы. Спиральный отвод состоит из канала переменной ширины и диффузора.

Кольцевой отвод представляет собой цилиндрический канал постоянной ширины.

Двухзавитковый отвод применяют для уменьшения поперечной гидравлической силы, возникающей вследствие нарушения осевой симметрии потока.

Направляющий аппарат (лопаточный отвод), применяемый в многоступенчатых насосах, состоит из нескольких каналов со спиральными и диффузорными участками.

Уравновешивание осевого усилия. Во время эксплуатации насоса на рабочее колесо действует осевая сила - результат воздействия потока жидкости на внутреннюю и наружную поверхности этого колеса.

Осевая сила может быть значительной и в аварийной ситуации вызывать смещение рабочего колеса, нагрев подшипников, а при смещении ротора - соприкосновение колеса с неподвижными частями корпуса, в результате него происходят истирание стенок рабочего колеса и поломка насоса.

Для уравновешивания осевой силы в одноступенчатых насосах применяют:

• рабочие колеса с двусторонним входом;

• разгрузочную камеру, сообщающуюся с областью всасывания с помощью трубки или через отверстия в заднем диске (рис. 17, а); недостаток камеры - снижение к. п. д. насоса на 4÷6 %;

• радиальные ребра (рис. 17, б), уменьшающие воздействие осевой силы за счет снижения давления жидкости на заднем диске;

• упорные подшипники.

Для уравновешивания осевого усилия в многоступенчатых насосах используют:

• рабочие колеса при соответствующей системе подвода жидкости от колеса к колесу (рис. 17, д, е, ж);

• автоматическую гидравлическую пяту (рис. 17, е), установленную за
последней ступенью насоса.

Гидравлическая пята состоит из камеры низкого давления 1, промежуточной камеры 2, отжимного устройства (механической пяты 3 и пружины 4) и разгрузочного диска 5. Кольцевой зазор b предусмотрен для снижения давления в промежуточной камере, торцовый зазор а - для создания осевого в направлении, противоположном осевой силе, действующей на рабочие колеса, и для дальнейшего снижения давления жидкости перед ее входом в камеру низкого давления.

Уплотнение. Применяют для уменьшения перетоков жидкостей вследствие разности давлений в соседних полостях, предупреждения утечек, жидкости и засасывания атмосферного воздуха в область

между вращающимися и неподвижными деталями насоса; применяются щелевые и концевые уплотнения различной конструкции.

Рис. 17. Схемы уравновешивания осевого усилия

Рис. 18. Схемы щелевых уплотнений рабочего колеса

Щелевые уплотнения - уплотнительные кольца, предназначенные для уменьшения перетоков жидкости в проточной части насоса, образуют между корпусом и рабочим колесом щель прямой, ступенчатой или лабиринтной формы (рис. 18, а-з).

Рис. 19. Схемы сальниковых уплотнений вала

В местах выхода вала из корпуса насоса устанавливают концевые уплотнения - сальниковые и торцовые.

Сальниковое уплотнение (рис. 19, а) состоит из эластичной набивки 1 и нажимной втулки 2. При давлении всасывания p₀ ниже атмосферного в сальнике устанавливают кольцо 3 (рис. 19, б), к которому из отводящего трубопровода насоса подводится поток жидкости. Этим исключается подсасывание воздуха из атмосферы.

Иногда предусматривают разгрузку сальника (рис. 19, в). Жидкая среда в этом случае через цилиндрический дросселирующий зазор длиной l между валом и втулкой поступает в полость с пониженным давлением.

При перекачивании горячих жидкостей и сжиженных газов сальник охлаждается водой, омывающей снаружи его корпус (рис. 19, г) или защитную рубашку вала (рис. 19, д).

Торцовые уплотнения по сравнению с сальниковыми, менее чувствительные к несоосности вала и корпуса, приспособлены к работе в более широком диапазоне температур и давлений. Трение в них уменьшено, а утечки сокращены.

По типу компенсации осевого смещения вала торцовые уплотнения подразделены на две группы: с вращающимся и невращающимся аксиально-подвижным элементом.

По направлению подвода жидкости различают торцовые уплотнения с внешним или внутренним подводом.

Удельное давление в паре трения не всегда соответствует давлению уплотняемой жидкости. Это зависит от конструкции уплотнения, которая характеризуется коэффициентом гидравлической разгрузки

где - площадь аксиально-подвижной втулки, на которую действует давление жидкости p; - площадь контакта рабочих втулок. Здесь D₁ и D₂ - внутренний и наружный диаметр контактной поверхности неподвижной втулки; d₂ - внутренний диаметр аксиально-подвижной втулки.

В зависимости от коэффициента гидравлической разгрузки уплотнения подразделяются на два вида: неразгруженные (f ≥ F; К ≥ 1) и разгруженные (f< F; К < 1), т. е. удельное давление в паре трения меньше давления среды.

Гидравлическая разгрузка достигается установкой торцового уплотнения на ступенчатом валу или на специальной втулке (гильзе), с помощью которых обеспечивается требуемая разность диаметров подвижной и неподвижной втулок.

Неразгруженные уплотнения применяют при легких рабочих условиях (при низких давлениях уплотняемой жидкости), а разгруженные – при давлениях более 0,7 МПа (для снижения удельного давления на контактных поверхностях рабочих втулок).

Для центробежных нефтяных насосов используются торцовые уплотнения следующих типов:

Т - торцовое одинарное;

ТП - торцовое одинарное для повышенных температур;

ТВ - торцовое одинарное для высоких температур;

ТД - торцовое двойное;

ТДВ - торцовое двойное для высоких температур.

Уплотнение типа Т - одинарное гидравлически разгруженное с вращающимся узлом аксиально-подвижной втулки 4 (рис. 20), установленной в гильзе 8 на закладном уплотнительном кольце 3 круглого сечения. Крутящий момент втулке передается двумя штифтами 2, запрессованными в кольцо I.

Рис. 20. Разрез одинарного торцового уплотнения типа Т

Неподвижная втулка 5 установлена в корпусе 16 на уплотнительном кольце б круглого сечения и удерживается от проворачивания штифтом 13, запрессованным в лабиринтную втулку 11, зафиксированную в осевом направлении с помощью скобы 14. Гильза 8 крепится к валу насоса клеммным кольцом 7, огражденным перегородкой 12 и стягиваемым болтом 10 и гайкой. Зазор между гильзой и валом насоса герметизируется резиновым кольцом 9. Благодаря возникающей силе трения положение клеммного кольца 7 надежно фиксируется на валу, в результате чего оно способно передать крутящий момент от вала к гильзе 8, а также воспринять осевую силу, прижимающую гильзу к кольцу 7.

По отверстию А в полость между неподвижной и лабиринтной втулками поступает охлаждающая жидкость, стекающая через отверстие в корпусе уплотнения. Такая жидкостная завеса способствует отводу тепла от пары трения, а также препятствует испарению жидкости, отводимой на дренаж.

По отверстию В, соединенному трубкой с напорной спиралью насоса, в камеру уплотнения подводится в небольших количествах перекачиваемая жидкость, отводящая тепло от пары трения, а также удаляющая продукты износа рабочих втулок.

9. Шестеренные насосы

Шестеренные насосы просты по конструкции, компактны и надежны в эксплуатации. Они весьма удобны для перекачки жидкостей большой вязкости, применяются при транспортировании битума, для централизованной подачи смазки в дизелях, для нагнетания масла в серводвигатели регуляторов турбин. Шестеренные насосы выпускаются на сравнительно небольшие подачи (от 0,2 до 50 л/с), на давление нагнетания до 3 МПа и частоту вращения до 50с^-1. Насосы могут быть различного исполнения:

• стационарными или передвижными;
• с электродвигателем на плите или без него;
• с креплением корпуса на лапах или на фланце двигателя;
• со штуцерным или фланцевым подсоединением патрубков и т. п.

В корпусе насоса помещены два находящиеся в зацеплении зубчатых колеса - ведущее и ведомое. При вращении они засасывают жидкость со стороны выхода зубьев из зацепления и выталкивают со стороны входа в зацепление. Зубья выполняются из эвольвентного профиля. Жидкость переносится между зубьями шестерен, выжимается из этих впадин на противоположной стороне насоса при вхождении зубьев одной шестерни во впадины другой. Бесшумная и спокойная работа достигается использованием шевронных шестерен, которые не создают осевой силы и не требуют специальных канавок и других мер для разгрузки объема в межзубовой впадине.

Подача шестеренного насоса Q_T (м³/с) определяется по ориентировочной формуле, предложенной профессором Т. М. Башта,

где D_{н.о .} - диаметр начальной окружности ведущей шестерни, м; т - модуль зацепления, м; b - ширина колеса, м; п - частота вращения ведущей шестерни, с^-1. Действительная подача

где η_o= 0,8÷0,9 - объемный к. п. д. насоса.

Шестеренные насосы могут использоваться как гидродвигатели в составе гидроприводов. Они изготавливаются на давление до 2·10⁷Па, обеспечивают подачу до 500 л/мин.

Шестеренные насосы типа Ш с модулем зацепления т = 4 мм предназначены для перекачивания чистых, неагрессивных обладающих смазывающей способностью жидкостей с кинематической вязкостью 0,06-6,0 Па·c при рабочей температуре для масла, нефти, мазута не более 70°С, для дизельного топлива не более 40°С.

Техническая характеристика некоторых насосов шестеренного типа приведена в табл. 3.

Насос (рис. 21) состоит из ведущего 3 и ведомого 4 роторов, (прямозубых шестерней), изготовленных заодно с валом. Корпус насоса 2 имеет две расточки, в которых размещаются рабочие части роторов, втулок. К расточкам примыкают всасывающие и нагнетательные полости насоса. Разгрузочный клапан 1 обеспечивает давление в полости уплотнения 6 вала, равное 0,2÷0,3 МПа.

Таблица 3

Насос	Подача, м^3/ч	Давление, кгс/см^2	Мощность двигателя, квт
ШФ-2-25	1,4	1,6	2,2
Ш-5-25	2,5		2,2
Ш-25-3,6/4Б	3,6		2,2
Ш 20-16-18,6			5,5

Рис. 21. Насос шестеренный типа

Дата добавления: 2014-11-29