Відцентрово–вихрові насоси

У зв'язку з тим, що у вихрових насосах рідина підводиться до робочого колеса на його периферії, тобто в зоні високих швид­костей, ймовірність виникнення кавітації на вході до вихрового колеса надто велика. Для попередження виникнення кавітації на валі вихрового насоса встановлюють додаткове робоче колесо відцентрового типу. Це підвищує тиск на вході до вихрового колеса. Насос, що складається з двох послідовно ввімкнених коліс – відцентрового й вихрового – називають відцентрово-вихровим.

Широке застосування на складах ПММ одержав самовсмоктуючий відцентрово-лопатевий насос СЦЛ–20–24, якийпризначений для перекачування бензину, гасу, води й спирту. Насос складається з корпуса, відцентрового й вихрового робочих коліс, посаджених на загальний вал. Рідина спочатку підво­диться до відцентрового колеса, а потім – на вхід вихрового колеса. Його технічні дані приведені в додатку 2.

У зв'язку з тим, що у відцентрово-вихрових насосах частина повного тиску розвивається відцентровим колесом, у якого ККД вище, ніж у вихрового, ККД відцентрово-вихрових насосів у цілому підви­щується (для вихрових насосів ККД становить 50 %, для відцентрово-вихрових – 55 %).

Коефіцієнт швидкохідності вихрових і відцентрово-вихрьових на­сосів n_s= 10 – 25. Отже, області застосування цих насосів по по­дачі і тиску близькі до області об'ємних насосів. У додатку 2 при­ведені технічні дані поширених насосів, які випус­кає промисловість.

Аналіз технічних даних насосів, приведених у таблиці, показує, що при однакових подачах вихрові і відцентрово-вихрові насоси роз­вивають більш високі тиски порівняно з відцентровими.

Шестеренні насоси

Найбільше поширені шестеренні насоси із шестірнями зовнішнього зачеплення, оскільки вони найпростіші і застосовуються в сис­темах, де не потрібне регулювання витрат рідини. Максимальний тиск, який розвивають ці насоси, зазвичай не перевищує 200 кг/см², при цьому продуктивність може становити 400 – 500 л/хв.

Зазвичай частота обертання таких насосів становить:

для насосів із подачею від 70 до 200 л/хв – 300 об/хв;

від 200 до 800 л/хв–2500 об/хв;
від 800 до 1200 л/хв –1500 об/хв.

Шестеренні насоси найчастіше застосовують для перекачу-вання в’язких рідин і при низькому тиску.

Зазвичай шестеренні насоси не мають пристроїв регулювання подачі, хоча це можливо. Відомі шестеренні насоси з регульованою подачею, яке здійснюється шляхом осьового зсуву однієї шестеренні що­до іншої, тобто зміною робочої ширини шестерень (довжини зуба). Такі насоси широкого поширення не набули внаслідок технічної складності їхньої конструкції.

Шестеренні насоси відрізняються простотою виготовлення й експлу­атації, малими габаритами і масою, довговічністю і компактністю, а також іншими позитивними влативостями. Вони допускають високу частоту обертання, яка доходить до 10000 об/хв, а також ко­роткочасні перевантаження по тиску, значення, а і три-валість яких виз­начаються лише конструкцією підшипників.

Спрощена конструкція шестеренного насоса складається з пари шестерень 2 і 3, які знаходяться між собою в постійному зачепленні і вміщені вщільно охоплюваний їх корпус 1, що обхоплює щільно, 1, що має канали в місцях початку зачеплення і виходу з нього (рис. 4.16).

При обертанні шестерень рідина, яка знаходиться в западинах зубів, переноситься з камери всмоктування в камеру нагнітання. У області нагнітання зуб шестеренні, входячи в западину між зубами іншої шестеренні витісняє рідину, яка там знаходиться.

Для визначення подачі шестеренного насоса існує ряд емпіричних і теоретичних формул. Проте похибки розрахунку за теоретичними форму­лами часто перевищує похибки розрахунку, виконаного за емпіричними формулами.

Для наближених розрахунків подачі насоса із шестернями однакових розмірів можна застосовувати емпіричну формулу, отриману за припущеня, що насос за кожне обертання подає кількість рідини, яка дорівнює сумі об’ємів западин обох шестерень і за умови, що об’єм западин дорівнює об’єму зуба. З цим припущенням подача насоса може бути визначена за формулою:

Рис. 4.16. Схема шестеренного насоса: 1 – корпус; 2 – провідна шестірня; 3 – ведена шестірня

Q = 2p D_п mbn,(4.11)

де D_п – діаметр ділильної (початкової) окружності ведучої шестерені; m і b – відповідно модуль зачеплення і ширина шестеренні; n– час­тота обертів ведучої шестеренні.

Для насосів, де число зубів z = 6 – 12, об’єм западин перевищує об’єм зуба, через що значення 2p у формулі (4.11) заміняють ко­ефіцієнтом 3,5. Тоді формула для розрахунку подачі такого насоса прий­ме вигляд

Q = 7 D_п mbn.(4.12)

Приведена формула забезпечує досить точний збіг розрахунко­вих і експериментальних даних у межах 3 – 4 %. Подачу шестеренного насоса можна визначити, використовуючи й інші геометричні параметри:

Q = ps (D_г – s) bn,

де s – відстань між центрамиами шестерень; D_г – діаметр окруж­ності головок; b – ширина шестерень.

Якщо число зубів веденої і ведучої шестерень не однако­ві, тоді при розрахунках слід у формулу (4.12) підставляти парамет­ри ведучої шестеренні. Для зменшення габаритів насоса при всіх інших однакових умовах число зубів бажано вибирати яко можна мен­шим.

Із зменшенням числа зубів застосовуваних шестерень, знижується ймовірність запірання рідини в западинах, проте при цьому зни­жується міцність зубів внаслідок підрізання їхніх ніжок і погіршується зачеплення. Збільшується амплітуда пульсацій витрати. Втрати потужності в шестеренному насосі складаються з витрат на тер­тя й об'ємних витрат (витоків) рідини. Від обсягу цих витрат залежать об'ємне і механічне ККД, що для стандартного насоса середньої потужності становлять: при р=150 кг/см² h_об = 0,80 – 0,92 і h_мех= 0,7 – 0,85.

Під об'ємним ККД розуміють відношення фактичної (Q_ф) і теоретичної (розрахункової) (Q_т) подача

Q_ф
h_об = ----.

Q_т

Обсяг витоків практично залежить не від частоти обертів, а від робочого тиску. На оборотах менших за 200 – 300 об/хв, об'ємний ККД шестеренних насосів надто низький.

Під механічним ККД розуміють відношення корисної потужності до підвідної:

N_к pQ

h_м=--- = ----,

N_п N_п

де N_п– потужність, яка витрачається на привід.

Витокі рідини в шес­тереному насосі відбуваються:

через радіальний зазор між внутрішньою поверхнею корпуса і зовнішньою циліндричною поверхнею шестірні;

через торцевий зазор між бічними стінками корпуса і торцями шестерень;

по лінії контакту зубів, що знаходяться в зачепленні.

Основним каналом внутрішніх витоків рідини все ж є торцевой зазор, витоки через який сановлять 75 – 80 % сумарних витоків у на­сосі.

Ущільнення по торцях забезпечується вузьким кільцевим пояском, який дорівнює різниці між діаметром западин зубів шестерень і діаметром її цапфи. Спрацювання цієї перемички відбувається значною мірою від вимива­ння металу цієї ділянки робочею рідиною, яка перетікає і несе тверді забруднення.

При раціональній конструкції насоса та якісному його виготов­ленні торцевий зазор може бути витриманий у межах 0,01 – 0,03 мм. Значення мінімального радіального зазору визначається технологією виготовлення.

Із збільшенням в’язкості рідини витоки в насосі зменшуються, отже, об'ємний ККД насоса підвищується.

На об'ємний ККД шестеренного насоса також впливає різниця ко­ефіцієнтів теплового розширення деталей, виготовлених із різних металів, а також зміна зазорів через деформацію дета­лей насоса під тиском рідини.

Ґвинтові насоси

Ґвинтові насоси надійні, компактні та безшумні в роботі. Вони відрізняються рівномірною (без пульсацій) подачею рідини, допускають частоту обертання до 18000 об/хв і випускаються на подачу від 3 до 12000 л/хв із привідною по­тужністю більше 1000 кВт.

Насоси спроможні працювати при тиску до 200 кг/см². Вони мо­жуть також використовуватись в режимі роботи гідромотора.

Перевагою насосів цього типу є компактність і мінімальний дисбаланс ротора. Ці насоси бувають двоґвинтові і триґвинтові. Причому останній тип більше поширений.

Триґвинтовий насос (рис. 4.17) складається з трьох ґвинтових роторів, з яких середній є ведучим, а два бічних – веденими. Передаточне відношення між ведучим і веденими роторами дорівнює одиниці. Нарізка ґвинтів прийнята зазвичай двозахідною, профіль– циклоїдальний.

Рис. 4.17. Схема ґвинтового насоса:

1 –корпус; 2 – ведучий гвинт; 3 – ведений гвинт

Як вихідну величину и при розрахунках цих насосів прий­мають діаметр основної окружності гвинтів, через який виражені всі інші розміри. Найбільш раціональними співвідношеннями між ок­ремими розмірами гвинтів можна прийняти такі:

D_в = d_з; d_в =1/3 d_з; t = 10/3 d_з; d_в = 1/3 d_з; D_н = 5/3 d_з

де D_в– внутрішній діаметр нарізки ведучого ґвинта; D_з– основний діаметр ґвинтів або зовнішній діаметр веденого ґвинта; d_в– внутріш-ній діаметр нарізки веденого ґвинта; t – крок нарізки ґвинтів; d_з– зовнішній діаметр ведучого ґвинта.

Довжина ґвинтів визначається, виходячи з умов забезпечення не­обхідної герметичності. Для забезпечення постійного перекриття між усмоктувальною і нагнітальною камерами мінімальну довжину вибира­ють такою, що дорівнює 1,25t. Для триґвинтового насоса довжина зазвичай виби­рається залежно від тиску в межах:

– для тиску 15 – 20 кг/см² – l= (1,5–2,0) t;

– для тиску 50 – 75 кг/см² – l= (3 – 4) t;

– для тиску 150–200 кг/см² – l= (6 – 8) t.

Теоретична подача двоґвинтового насоса з циклоїдним профілем зачеплення може бути визначена за формулою:

Q = 2btnD²h_v

де b–коефіцієнт, може бути прийнятий рівним b = 0,4; t–крок ґвинта; n–частота обертів; D–зовнішній діаметр ґвинтів; h_v – об'ємний ККД насоса, може бути прийнятим як h_v = 0,75...0,85.

Множник "2" уведений у рівняння через те, що ґвинти в цьому насосі спарені. Зв'язок ґвинтів здійснюється за допомогою синх­ронізуючих шестерень.

Струминні насоси

Принцип дії струминних насосів полягає у передачі кіне­тичної енергії від робочого потоку до перекачуваної рідини, яка має меншу кінетичну енергію. Відбувається це шляхом безпосе­реднього змішання обох потоків, без будь-яких проміжних ме­ханізмів. Залежно від призначення насоса рабоча і перекачувана рідини можуть бути однаковими або різними.

Рідина в струминному насосі (рис. 4.18) під великим тиском по­дається в змішувальну камеру по трубі, що закінчується соплом. Витікаючи із сопла з великою швидкістю, вона захоплює

Рис. 4.18. Схема струминного насоса:

1– підведення робочої рідини; 2 – насадка; 3 – циліндрична частина насад­ки; 4 – камера змішання; 5 – дифузор

за собою рідину, що заповнює камеру змішання. Звідти загальний потік направляється в дифузор, і за рахунок зменшання швидкості течії в ньому підвищується тиск. Постійне заповнення камери змішання перекачуваної рідини відбувається по всмоктувальному трубопроводу, за рахунок того, що тиск у цій камері стає нижчим, ніж тиск в усмоктувальному трубопроводі. Напір, який створює струминний насос, являє собою різницю питомих енергій у вихідному перетині III–III і у вхідному I–I. Без урахування втрат його можна прирівняти до збільшення енергії на ділянці між перерізами II–II і I–I камери змішання.

Використовуючи рівняння Бернуллі для цих двох перерізів, а та­кож вводячи безрозмірні параметри S = F_кс/f_с і q=Q/ Q_р, де F_кс і

f_с – відповідно площі поперечного перерізу камери змішання і стру­му, а Q_р – витрата сопла (струму), після ряду перетворень можна одержати вираз:

. (4.13)

За рахунок гідравлічних втрат у приймальній камері, камері змішання і дифузорі дійсний напір струминного насоса буде мен­ше обчисленого за рівнянням (4.13). Цей вираз дозволяє проа­налізувати зміну основних параметрів струминних насосів. З нього зрозуміло, що напір, який розвиває насос пропорційний напорові, із якого рідина підводиться до сопла, тобто v_c²/2g. Крім того, напір визначається відносною подачею q і геометричним параметром s.

Аналіз приведених залежностей показує, що зі збільшенням по­дачі напір, який розвиває струминний насос, зменшується, а збіль­шення параметра s також спричиняє зменшення напору.

ККД струминного насоса визначається відношенням корисної енергії рідини до підведеної енергії. Це можна визначити таким чином:

Є_p = Q_prH_p.

Визначити корисну енергію можна по-різному. Якщо струминний насос використовується для відкачування рідини, то корисною є лише та витрата, що надходить по усмоктувальному трубопроводу.

Є_p = QrH

У цьому випадку ККД струминного насоса:

h = QH/(Q_pH_p)

Дійсні значення ККД, яки досягають на практиці за подібних умов, не перевищують 0,25 – 0,3.

Якщо ж струминний насос використовується для перекачування рідини з однієї ємності в іншу, то корисною є сумарна подача Q+ Q_p і тоді

Є_к= (Q+Q_p)Hr,

а вираження для ККД буде мати вигляд:

h = (Q+Q_p)H/(Q_pH_p)

У цьому випадку ККД вище і може досягати значення 0,6–0,7.

Струминний насос дуже простий за конструкцією і доступний для виготовлення в місцевих умовах. Проте варто пом’ятати, що для забезпечення його гарної роботи і високого ККД потрібні правильне підбирання розмірів і ретельне виготовлення насоса. Мають значення має форма сопла, відстань від сопла до камери змішання, форма камери змішан­ня і дифузора.

Відстань між площинамими виходу рідини з насадки і входом її в камеру змішання струмного насоса e=2d₀ (d₀ –діаметр вихідного от­вору з насадка). Насадок струминного насоса виконується конусним, що плавно переходить у циліндричний переріз із такими розміра­ми:

r =(3–5) d₀; l=(0,25–0,5) d₀

де l–довжина циліндричної частини насадка; r – радіус сполучення між циліндричною і конусоїдальною ділянками насадка). Діаметр вихідної циліндричної частини насадка d₀ (м³/с)

визначають за заданою витратою робочої рідини:

де m – коефіцієнт витрати, який дорівнює 0,96; р – тиск робочої рідини, кг/м²; r– щільність, кг/м³.

Розміри камери змішання мають вплив на ККД струминного насоса. Камера змішання повинна прийняти потоки робочої та перека­чуваної рідини і перетворити їх на єдиний турбулентний потік із ха­рактерним розподілом швидкостей. Камеру смішання рекомендується виконувати циліндричної форми постійного перерізу, довжиною

l_кс= (9 – 12)(d₁– d₀),

де d₁ – діаметр камери змішання, яеий слід приймати таким, що становить (1,5– 2,5) d_о.

Довжина дифузора

d₂ – d₁

l_д= -------,

2 tg a

де d₂ – діаметр напірного трубопроводу; a – кут конусності дифузора, що дорівнює 4⁰ – 8⁰.

Приведених виразів досить для того, щоб визначити основні розміри струминного насоса. Інші розміри вибирають конструктивно.

Струминні насоси застосовують для заливки насосів перед пуском їх у роботу і підвищення висоти всмоктування насосів; на очисних спорудженнях для відвантаження осадку з пісколовок і нафтолпасток; на водопровідних станціях очистки, для відвантаження і завантаження фільтруючого шару; для зачистки залізничних цистерн і резервуарів.

До достоїнств струминних насосів слід віднести:

відсутність рухомих частин, що забезпечує великий строк служби і надійність роботи насоса;

можливість установлення привода окремо від насоса, тому що робоча рідина може подаватися за декілька десятків або сотень метрів від одного нагнітального насоса до декількох струминних насо­сів;

можливість перекачування дуже забруднених рідин;

безшумність роботи.

До недоліків струминних насосів можна віднести низький ККД (15–27%) і необхідність подачі великої кількості робочої рідини. Досвід експлуатації показує, що кількість робочої рідини в півтора–три рази перевищує кількість перекачуваної рідини, а напір робочої рідини в три–шість разів більше висоти піднімання пере­качуваної рідини.

Струминні насоси (ежектори) широко застосовують для відкачування залишків нафтопродуктів із залізничних цистерн.

Такі насоси можуть використовуватись також для зачищення залізничних цистерн від залишків продуктів, від промивних вод при підготовці цистерн і для відкачування миючих розчинів при зачищенні резервуарів. Струминні насоси виготовляють з металу, що не іскрить, і обов'язково заземлюються.