Полезной мощностью центробежного насоса называется мощность, отдаваемая насосом жидкости, проходящей через напорный патрубок; он определяется по формуле:

N_П = gQH, (33)

где Q – подача насоса;  -- плотность жидкости; g – ускорение свободного падения; Н – напор.

Мощность, затрачиваемая двигателем на привод насоса,

N = N_П/ = gQH/ или  = gQH/N = N_П/N, (34)

где  -- общий к.п.д. насоса.

Общий к.п.д. учитывает все потери, возникающие при работе насоса. Он является произведением трёх к.п.д.: гидравлического _Г , объёмного _О и механического _М.

Гидравлический к.п.д. учитывает потери, возникающие вследствие ударов жидкости при входе в насос и выходе из него, потери от трения жидкости о трубы и трения внутри самой жидкости. Объёмный к.п.д. учитывает потери, возникающие вследствие утечек жидкости из напорной линии через зазоры, имеющиеся главным образом между рабочим колесом и корпусом насоса. Механический к.п.д. учитывает потери, возникающие вследствие трения во взаимно перемещающихся деталях насоса. Мощность (кВт), потребляемая центробежным насосом, определяется по формуле (33), причём  у современных центробежных насосов достигает 92 %.

Рис. 21

Рабочие характеристики

Рабочая характеристика Q — Н насоса определяется при испытаниях центробежного насоса на специальном стенде. При этом определяют напор, действительную подачу, потребляемую мощность и к. п. д. насоса, выявляют зависимости напора, потребляемой мощности и к. п, д. от подачи насоса. Эти зависимости изображают графически кривыми Q — Н; Q — N и Q —  (рис. 22), которые называюгся рабочими характеристикиками центробежного насоса.

Испытания ведутся при постоянной частоте вращения, которая замеряется тахометром. Регулируя степень открытия задвижки на напорном трубопроводе, получают различные подачи и соответствующие параметры (Н, N) испытуемого насоса. Затем на оси абсцисс наносят впринятом масштабе замеренные рабочие параметры, причем к смеренному напору прибавляют скоростной напор, подсчитанный по формуле (II.48). Полученные точки соединяют плавной линией.

Для каждой замеренной точки Q и соответствующих этой точке значений Н и N подсчитывают по формуле (33) полезную мощность (N_П). Затем по формуле (34) находят  для каждой точки наносят эти значения в определенном масштабе на график и, соединив их плавной кривой, получают зависимость Q —  .

Из рис. 22 видно, что максимальному значению к. п. д. соответствуют подача Q_A и напор н_A . Точка А характеристики q —  , отвечающая максимальному значению к. п. д., называется оптимальной точкой и соответствует оптимальному режиму работы насоса.

Рис. 22 Зависимость напора, подачи и мощности центробежного насоса от скорости вращения его приводного вала

Средняя скорость жидкости на выходе из рабочего колеса с опре­деляется формулой

с = kR.₂n,

где k — постоянный коэффициент; R₂ — радиус колеса на выходе жидкости; п — частота вращения рабочего колеса.

Подставляя значение с в формулу подачи центробежного насоса, получим

Q_T = wkR₂n. (35)

Отношение теоретических подач при п и п₁

(Q/Q₁)_T = n/n₁. (36)

Из формулы (36) следует, что теоретическая подача центробежного насоса при неизменной геометрии рабочего колеса прямо пропорцио­нальна частоте вращения его приводного вала.

Подстановка значения с₂ из параллелограмма скоростей на выходе жидкости из рабочего колеса (см. рис19, а, б, в) в основное урав­нение центробежного насоса и ряд преобразовании приводят к выводу (доказательство вследствие его сложности не приводится), что при неизменной геометрии рабочего колеса теоретический напор пропор­ционален квадрату частоты вращения его приводного вала, т. е.

(Н/Н₁)_T = n²/n₁². (37)

Из формулы (33) следует, что теоретическая мощность, потребляе­мая центробежным насосом, пропорциональна pg , Q и Н. При изме­нении частоты вращения и перекачке той же жидкости мощность бу­дет пропорциональна только Q и H, т. е.

(N/N₁)_T = (Q/Q₁)_T (H/H₁)_T .

Подставляя значения (Q/Q₁)_T и (H/H₁)_T из формул (36) и (37), получаем

(N/N₁)_T = пп²/(n₁n₁²) = (п/п₁)³. (38)

Таким образом, при неизменной геометрии рабочего колеса теорети­ческая мощность, потребляемая центробежным насосом, пропорцио­нальна кубу частоты вращения его приводного вала.

Следует отметить, что формулы (36), (37), (38) могут слу­жить только для ориентировочных расчетов. При выполнении точных расчетов необходимо учитывать изменение к. п. д. рабочего колеса, которое связано с изменением частоты его вращения. Для этой цели служат рабочие характеристики центробеж­ных насосов.

Шестеренные насосы

Рис. 1.33. Шестеренный односекционный насос

Шестеренные насосы выполняют с внешним и внутренним зацеплением пар шестерен, составляю­щих одну, две или три сек­ции насоса. Наиболее рас­пространены односекционные насосы типа НШ (рис. 1.33) с внешним зацеп­лением шестерен, имеющих от 6 до 12 зубьев. Ведущая 4 и ведомая 5 шестерни выполняются заодно с валами 1, установленными на подшипниках скольжения 3 в корпусе 2 со всасывающей и нагнета­тельной полостями. При вращении шестерен рабочая жидкость из бака засасывается во всасывающую полость, заполняет пространст­во между зубьями и переносится в нагнетательную полость, откуда ■ выдавливается в напорную магистраль зубьями шестерен, вступающими в зацепление. Насосы типа НШ развивают давление до 115 МПа. Они просты по конструкции, малогабаритны и имеют не-£ высокую стоимость. Основные недостатки — сравнительно малый КПД (0,6...0,75) и небольшой срок службы при работе с высоким давлением. Эти насосы развивают подачу порядка 400...500 л/мин ' при частоте вращения вала 2000 мин-¹.

В шестеренных гидромоторах энергия рабочей жидкости, подво­димой к шестерням от насоса, преобразуется в крутящий момент выходного вала.

Насос типа НШ (рис.23) состоит из корпуса 2, крышки, уплотнения и качающего узла, в который входят ведущая 3 и ведомая 4 шестерни, две пары втулок 5 и 6. К деталям узла крышки относятся: собственно крышка 1, манжета 8, уплотняющая вал ведущей шестерни, кольцо опорное 7 и кольцо 9. Крышка крепится к корпусу болтами 10, под головки которых установлены шайбы пружин­ные 11. Узел уплотнений состоит из манжеты 12 и двух колец 13.

Для крепления арматуры всасывающего и нагнетательного трубо­проводов на боковых поверхностях корпуса предусмотрены платики с че­тырьмя резьбовыми отверстиями. Втулки служат опорами для цапф и уп­лотнениями торцевых поверхностей шестерен. Чтобы уменьшить внутрен­ние утечки масла через зазоры, между торцевыми поверхностями шесте­рен и втулок применено автоматическое регулирование зазоров по торцам шестерен.

Насос шестеренный Насос шестеренный

односекционный двухсекционный

Автоматическое регулирование зазоров происходит следующим об­разом: масло из камеры нагнетания поступает в полость А (рис.23) и стре­мится поджать подвижные втулки к торцам шестерен, ликвидируя зазор между торцами втулок и шестерен. В то же время со стороны зубьев шестерен на втулки давит масло, но на несколько меньшую площадь. В результате усилие, прижимающее втулки к торцам шестерен, незначи­тельно превосходит обжимающее усилие, что и сохраняет смазочную плен­ку.

Для предотвращения утечки масла из полости А на всасывающей линии используют резиновое уплотнение (на рис. 23 не показано).

Стык корпуса и крышки, хвостовики втулок уплотняются резиновой манжетой 12. Кольца данной манжеты препятствуют выдавливанию ее в зазор между хвостовиком и отверстием в крышке. Масло, прошедшее между втулками и цапфами шестерен, поступает через отверстия в крыш­ке и в ведомой шестерне в полость на дне корпуса, соединенную с ка­мерой всасывания.

Рабочий объем насосов НШ составляет 10-98,8 см³; номинальное давление 10-14 МПа; частота вращения вала 1500-1920 об/мин; к.п.д. -0,92; мощность привода от 2,7 до 37,5 кВт.

При разработке конструкций нефтепромысловых машин учитыва­ют то, что их эксплуатация сопряжена с необходимостью регулирования подачи насоса. Эффективный способ решения этого вопроса — исполь­зование многосекционных насосов. При необходимости изменения по­дачи к агрегату добавляют или убавляют одну секцию насоса.

В подобных гидромашинах вал насоса выполняется сквозным, а кон­струкция, задней стенки предусматривает стыковку к ней секции насоса. Рассмотрим шестеренный насос типа С производства ГДР (рис.24). К кор­пусу /, изготовленному из износостойкого алюминиевого сплавa, с одной стороны крепится крышка 2, имеющая центрирующий поясок для монта­жа насоса, а с другой — соединительная плита 12 для присоединения встык следующей секции. Крышка и плита крепятся к корпусу болтами, а зазоры между ними уплотняются резиновыми кольцами 11.

В корпусе насоса размещены приводной вал 4 и вал-шестерня 9, опирающиеся на втулки 3, 10, которые имеют возможность перемещаться в осевом направлении.

Со стороны соединительной плиты на торец втулок воздействует рабочее давление, в результате чего они прижимаются к шестерням, которые, в свою очередь, прижимаются к другим втулкам, вследствие чего компенсируется осевой зазор.

Утечки жидкости отводятся в каналы на крышке 2 и по отверстиям А во втулках направляются во всасывающий коллектор насоса. Вал 4, проходящий через крышку 3, герметизируется уплотнениям и 6, 7, фикси­руемыми кольцом 5. Отверстия для подвода и отвода перекачиваемой жидкости расположены по бокам корпуса /.

При эксплуатации одной секции отверстия и полости соединительной плиты закрываются крышкой, а при использовании многосекционной конструкции к плите крепится секция насоса, который центрируется ци­линдрическим пояском Б. Его вал соединяется с валом 4 шлицевой муфтой 13.

Присоединением встык секций может быть образован многопоточный насос, число секций которого определяется, с одной стороны, макси­мальной несущей способностью вала первичного насоса, а с другой — требованиями схемы и необходимой подачей. Возможно соединение секций насосов с одинаковой и различной подачами. В последнем случае промежуточная плита и муфта 13 должны иметь соответствующие размеры. При наборе многопоточной схемы насос с наибольшей подачей должен быть расположен первым со стороны привода.

Насосы описанной конструкции (одна секция) имеют пять типоразмеров с подачей от 1,6 до 100 л/мин при номинальной частоте вращения вала 1450 мин ^--1 и номинальном рабочем давлении 16 МПа.

Пластинчатые нерегулируемые насосы (рис.25) состоят из корпуса 15, крышки /, приводного вала 11, с подшипниками 2 и 8 и рабочего комплекта, включающего делительные диски 3 и 7, статор 5, ротор 6 с пластинами 4.

Рис. 25

Диски и статор зафиксированы в угловом положении штифтом. Ротор шлицевым соединением связан с при­водным валом 11. Наружные утечки или подсос воздуха исключаются манжетами 10, установленными в расточке фланца 9.Рабочий комплект сжимается тремя пружинами 12 и давлением масла в камере 13. Окна 4 диска 3 соединены с глухими окнами всасывающей линии 14 диска 7, благодаря чему масло поступает в ротор с двух сторон. В напорную линию масло вытесняется через окна диска 7. Описанные насосы изготавли­ваются четырех типоразмеров, рабочие объемы их составляют от 3,2 до 12,5 см³, к.п.д. не менее 0,4—0,71, номинальная частота вращения вала 1500 об/мин.

Особенности конструкции пластинчатых насосов позволяют плавное регулирование подачи. Для этого рабочий комплект устанавливают в кор­пусе на подшипниках, обеспечивающих возможность его вращения, а ста­тор выполняют подвижным, что позволяет изменять эксцентриситет его относительно ротора. Статор может перемещаться с помощью пружины или поршня гидроцилиндра, обеспечивающего дистанционную регулировку подачи.

Рис. 26

Аксиально-поршневые машины по принципу действия относятся к обратимым устройствам. Конструкция насоса представ­ляет собой корпус, в котором неподвижно (в насосах постоянной пода­чи) или подвижно (в насосах переменной подачи) располагается качаю­щий узел (рис.26). Он состоит из корпуса 5 приводного вала 1, семи поршней 7 с шатунами 6, радиального 3 и сдвоенного радиально-упорного 4 шарикоподшипников, блока цилиндров 8, центрируемого сфери­ческим распределителем 9 и центральным шипом 11. В передней крышке 2 установлено армированное манжетное уплотнение, опирающееся на термообработанную втулку, установленную на валу. В сферических гнез­дах вала 7 имеются семь шатунов 6, которые вместе с центральным ши­пом 11 прижаты к фланцу вала штампованной пластиной. На шипе 11 с помощью штифта крепится блок цилиндров 8.

К внутренней поверхности крышки 10 неподвижно примыкает распределитель 9, два дугообразных паза которого совмещены с таки­ми же пазами этой крышки. Сферическая поверхность блока цилиндров 8 с помощью тарельчатых пружин прижата к сферической поверхности распределителя таким образом, что при вращении блока полости цилинд­ров в определенной последовательности совмещаются с дугообразными пазами распределителя. Блок цилиндров установлен на шипе 11, сфери­ческий конец которого опирается на сферическую поверхность во фланце вала 7, а цилиндрический конец — на бронзовую втулку, запрессован­ную в центральной расточке распределителя 9.

В процессе работы насоса вал 1 вращается вместе с блоком 8. Шатуны, опираясь на конические юбки поршней, приводят блок цилиндров во вращение относительно неподвижного распределителя. Во время вра­щения вала поршни 7 с завальцованными в них сферическими головками шатунов совершают возвратно-поступательное движение в цилиндрах. Полость цилиндра сообщается с напорным каналом во время перемеще­ния поршня в глубь цилиндра и с высасывающим каналом при обратном ходе.

Количество рабочей жидкости, нагнетаемой насосом, зависит от ча­стоты вращения приводного вала и угла наклона оси блока цилиндров к оси приводного вала.

Характеристика насосов:

коэффициент подачи (объемный к.п.д.) ₀=Q/Q_T; механический к.п.д. _МЕХ; гидравлический к.п.д. _ГИДР; общий к.п.д.  = ₀_МЕХ_ГИДР; тео­ретическая подача Q_T; фактическая подача Q.

Крутящий момент, который должен быть приложен к валу насоса,

М = рW/2_МЕХ ,

мощность на валу насоса

N = pQ_П/60 ,

где р — номинальное давление, МПа; W — рабочий объем насоса; Q_п — номинальная подача, л/мин.

Теоретическую подачу пластинчатых насосов можно определить по формуле

Q_T = 2bn (R-- r) [ (R + r) – tz] 10 ^{– 6} ,

где b — ширина статора, мм; п — частота вращения вала, об/мин; R и r — максимальный и минимальный радиусы поверхности статора, мм; t – толщина пластин, мм; z — число пластин.

Теоретическая подача шестеренного насоса

Q_T = 2m²zbn10 ^{– 6} ,

где т— модуль зубчатых колес, мм; z — число зубьев колеса; b — ши­рина колес, мм; п — частота вращения вала, об/мин.

Мгновенная подача шестеренного насоса непостоянна в течение перио­да времени вращения вала за один оборот.

Неравномерность подачи насосов, т.е. отношение амплитуды пульса­ции к среднему значению расхода, для шестеренных насосов

C = 1,25 (cos²/z) ,

где  — угол зацепления зубьев; z — число зубьев.

Этот параметр для шестеренных насосов изменяется, как правило, в пределах 6—10 %.

Неравномерность подачи радиально-поршневых и аксиально-поршне­вых насосов определяется особенностями их конструкций и составляет от +2 – 1,2 до – 5 – 3 % для конструкций с различным числом поршней. Следует отметить, что минимальную пульсацию имеют насосы с нечетным числом поршней.