Классификация насосов возвратно-поступательного действия
- по назначению и роду перекачиваемой жидкости
- для воды
- горячих и холодных нефтепродуктов
- кислот
- сжиженных газов
- глинистого и цементного растворов и т.д.
- по расположению рабочих цилиндров
- горизонтальные
- вертикальные
- по конструкции
- поршневые
- плунжерные
- диафрагменные (всасывание и нагнетание осуществляется за счет изменения формы гибкой диафрагмы)
- по числу цилиндров – с одним насосным цилиндром, с двумя, тремя и многоцилиндровые
- по кратности действия
- одинарного действия
- двойного действия
- по типу привода
- приводные
- прямодействующие
- ручные
- по быстроходности рабочего органа
- средней быстроходности, с числом двойных ходов поршня в минуту 80-150
- быстроходные, с числом двойных ходов поршня в минуту 150-350
- по величине подачи
- малые (диаметр поршня d=50 мм)
- средние (d=50…150 мм)
- большие (d>150 мм)
- по величине развиваемого давления
- малого давления
- среднего
- высокого
 |
а – поршневой простого действи
б – плунжерный простого действия
в – поршневой двойного действия
г – дифференциальный
Поршневые насосы
Достоинства поршневых насосов
- широкое применение для перекачки различных жидкостей (различной температуры, вязкости, агрессивности)
- достижение высоких напоров при любых, даже незначительных подачах
- высокий КПД
-стабильная подача
Недостатки поршневых насосов
- тихоходность, и, следовательно, большие габариты, большая масса, высокая стоимость
- неравномерность подачи и пульсация давлений во всасывающей и нагнетательной линиях.
Рабочая камера - объем цилиндра,
вытеснитель – поршень с возвратно-поступательным движением, которое ему сообщает кривошипно-шатунный механизм.
Гидравлическая часть поршневого насоса
Корпус гидравлической части насоса может быть литой или сварной. В зависимости от конструкции насоса корпус может быть выполнен как одно целое с клапанной коробкой, всасывающими и нагнетательными патрубками.
Поршни изготавливают цельными или составными в зависимости от условий работы насоса и частоты смены быстроизнашивающихся деталей.
Плунжеры применяют монолитной и пустотелой конструкции.
Клапан поршневого насоса
Клапаны:
принудительного действия и самодействующими.
По кинематике клапаны подразделяются на
- откидные,
- вращающиеся вокруг оси,
- подъемные, перемещающиеся вдоль своей оси,
- шаровые, перемещающиеся в пространстве клапанной коробки и при этом свободно вращающиеся.
Подъемные клапаны бывают тарельчатыми и кольцевыми.
Теоретическая (идеальная) подача поршневых насосов
определяется рабочим объемом Vо и частотой вращения вала n.
Рабочим объемом насоса Vо называется объем, вытесняемый поршнем в процессе нагнетания за один период его движения, т.е. за один двойной ход или за один оборот вала.
Vо=Vk=hSп=2rSп
где Sп – площадь поршня
h – полный ход поршня (h=2r, r – радиус кривошипа).
Qи= Vоn=hSпn
Идеальная подача для насоса двойного действия. Такой насос за полный оборот кривошипа подает дважды
Vo=V1+V2
V1=Sпh
V2=(Sп-Sш)h
где Sш – площадь поперечного сечения штока
Qи=(2Sп-Sш)hn
Действительная подача
Возможна утечка из-за неплотности прикрытия клапанов и негерметичности уплотнений.
Эти факторы учитываются коэффициентом подачи hоб
Q=hобQи
hоб=Q/(Q+q) , где q – утечки жидкости в единицу времени
Закон движения поршня х, его скорость vп и ускорение jп зависит от угла поворота кривошипа a.
х=(h/2)(1-cosa)
vп=(h/2)wsina
jп=(hw2/2)cosa
Текущее значение идеальной подачи
Qи.т=vпSп=(h/2)Sпwsina
Неравномерность подачи
Важнейший показатель, характеризующий насос объемного действия, - степень неравномерности его подачи, отражающая отношение максимальной подачи к средней за один оборот кривошипа.
Неравномерность подачи характеризуется коэ
σ=Qmax-Qmin)/Qи
Неравномерная подача жидкости приводит к пульсации ее потока во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, увеличивая нагрузку на привод насоса.
Принцип работы современных насосов и их кинематика определяют неравномерность заполнения рабочих камер и вытеснение из них жидкости, например, вследствие неравномерности движения вытеснителей. Это определяет неравномерность или пульсации подачи жидкости насосом в напорную магистраль. В практике неравномерность (пульсация) подачи у насосов невелика (около 1,0%) и зависит от конструктивных и кинематических особенностей насоса. Однако пульсация подачи жидкости вызывает пульсацию давления вследствие инерции жидкости и ее высокого модуля упругости; амплитуда пульсации давления при высокой герметичности насоса может значительно превысить амплитуду пульсации подачи. Пульсация давления в насосе определяется не только пульсацией подачи, но и в значительной мере несовершенством узла распределения современных насосов. Последнее обусловлено явлениями сжатия рабочей жидкости, заключенной в камерах насоса при ее переносе из полости всасывания в полость нагнетания. Эта неравномерность может значительно превышать расчетную неравномерность, определяемую кинематикой насоса. Пульсация давления насоса может привести к усталостному разрушению гидра магистрали, особенно шлангов, а также вызвать вибрацию устройств управления.
Компенсаторы
фаза 1 - Qср=Qн + Qк
фаза 2 - Qср=Qн - Qк
фаза 3 - Qср=Qн + Qк
а – диафрагменный тупиковый с перфорированной трубкой;
б – диафрагменный шаровой;
в – диафрагменный проточный;
г – тупиковый клапанный
Индикаторная диаграмма
Индикаторная диаграмма — для различных поршневых механизмов графическая зависимость давления в цилиндре от хода поршня (или в зависимости от объёма, занимаемого газом или жидкостью в цилиндре). Индикаторные диаграммы строятся при исследовании работы поршневых насосов, двигателей внутреннего сгорания, паровых машин и других механизмов.
Площадь диаграммы пропорциональна работе поршня, совершенной за один двойной ход.
Разность средних давлений – среднее индикаторное давление
ринд=fинд/(хинд*аинд)
где fинд, хинд – площадь и длина индикаторной диаграммы, аинд – вертикальный масштаб. Горизонтальный масштаб не требуется
*Индикаторная мощность, затрачиваемая в рабочей камере
Nинд= риндSпhn
*Индикаторная работа
Аинд=(р2ср-р1ср)Sпh
Общая индикаторная мощность многокамерного насоса
где lинд - удельная индикаторная работа;
rQиaн - массовый расход жидкости (вместе с утечками);
aн - коэффициент наполнения насоса.
*Индикаторный к. п. д.
где Nп, р, Q- полезная мощность, давление и подача насоса;
- гидравлический к. п. д.
Мощность насоса (N= Nинд + Nм).
Механический к. п. д. hм = Nинд/N
К. п. д. насоса
Диагностика поршневого насоса по индикаторной диаграмме
1 — вместе с жидкостью по линии асжимается воздух
2 — в рабочей камере вследствие неправильной конструкции образуется газовый мешок
3 — запаздывание с посадкой всасывающего клапана
4 — запаздывание с закрытием нагнетательного клапана
5, 6— неплотность клапанов.
7 — насос работает без пневмокомпенсаторов или при их неэффективном действии
8 — жидкость неравномерно подходит к насосу при давлении выше атмосферного
Расчет поршневого насоса
Определение мощности приводного двигателя
КПД насоса
где Nп, Вт – полезная мощность
Nп=HнrgQн= рнQн
hн=hгhоhм
hм=h1h2h3h4
h1 – КПД подшипников валов (0,98…0,99),
h2 – КПД зубчатой передачи (0,98…0,99),
h3 – КПД кривошипно-шатунного механизма (0,95),
h4 – КПД поршней и уплотнений (0,92).
мощность, необходимая для приведения насоса в действие
N=Nп/hн= HнrgQн/hн
*Выбор двигателя для насоса
выбирается с учетом возможных перегрузок, а также КПД передачи hп
Nдв=jN/hп
j - коэффициент запаса
(для больших насосов он равен 1,1…1,5, для малых – 1,2…1,5);
hп – КПД передачи между двигателем и насосом
(для клиноременной передачи – 0,92, для цепной – 0,98).
Наибольший крутящий момент, развиваемый приводным двигателем, М=Мд.max/ihп
Мд.max – максимальный момент, развиваемый приводным двигателем;
i – передаточное отношение передачи.
Основные размеры гидравлической части насоса
для насосов одностороннего действия
Vцо=khSп=khpD2/4
для насосов двухстороннего действия
Vцд=kh(2Sп – Sш) =
k – число цилиндров насоса;
h – ход поршня (обычно задается на основании анализа существующих конструкций)
Максимальные диаметры поршней Dmax для наибольшей подачи Qн max
для насосов одностороннего действия
для насосов двухстороннего действия
kг – геометрический коэффициент (для трехпоршневого насоса одностороннего действия равен 25,46, для двухпоршневого насоса двухстороннего действия – 19,1)
a - коэффициент подачи (отношение действительной подачи к идеальной). Для расчетов коэффициент подачи принимают равным 0,9.
Длина цилиндровой втулки
l=h+lп+Dl
lп – длина поршня
Dl – запас длины
(запас длины цилиндровой втулки 30…50 мм используется для заходной фаски, а также для подтягивания изношенного уплотнения и компенсации возможного удлинения штока при неполном свинчивании его составных частей).
Расчет клапанных коробок и цилиндров на прочность
р – давление опрессовки,
[s] – допустимые напряжения растяжения
Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем максимальное развиваемое насосом.
Диаметр штока поршня определяют из расчета на прочность и приводят в соответствие со значениями ряда.
[s] – допустимое напряжение, s - фактическое напряжение, Pmax – максимальное усилие, действующее на шток.
При определении Pmax необходимо учитывать силы трения в уплотнениях штока и поршня
*Определение критического усилия Ркр на шток используя формулу Эйлера
m - коэффициент приведенной длины, принимается равным 0,5 в предположении, что оба конца штока защемлены;
l – действительная длина стержня;
Е – модуль упругости;
I – момент инерции сечения, I=(pd4)/64.
Диаметр клапана
рассчитывается по площади проходного сечения, необходимой для перемещения жидкости с заданной скоростью.
При полном открытии клапана площадь проходного сечения у горловины конического седла
Sпр=pdклhmaxsina
dкл – диаметр горловины седла клапана;
a - угол между образующей и осью конуса.
По условию неразрывности потока жидкости,
вытесняемой из одной рабочей камеры
Sпrw= Sпрv
v – условная средняя скорость потока жидкости в проходном сечении горловины клапана.
Диаметр клапана
dкл=Sпrw/pvmaxhmax sina