Гидравлические машины в нефтегазовом деле

Федеральное государственное бюджетное

образовательное учреждение высшего профессионального образования

Уфимский государственный нефтяной технический университет

Филиал УГНТУ в г.Октябрьском

 

Р.Г.Нурутдинов

Гидравлические машины в нефтегазовом деле

Учебное пособие

по дисциплинам «Гидромашины и компрессоры»

и «Насосы и компрессоры» дл студентов, обучающихся по направлениям подготовки бакалавров

131000 «Нефтегазовое дело»

Октябрьский

УДК 621. 225

ББК 30.123

Н90

Учебное пособие «Гидравлические машины в нефтегазовом деле» по дисциплинам «Гидромашины и коспрессоры», «Насосы и компрессоры» для студентов, обучающихся по направлению подготовки бакалавров 131000 «Нефтегазовое дело». г.Октябрьский, филиал УГНТУ в г.Октябрьский, 2013, …с.

 

 

Учебное пособие представляет собой систематизированный краткий курс изучения гидравлических машин и компрессоров в нефтегазовой отрасли. Пособие содержит основы теории гидравлических машин, гидроприводных систем и компрессоров, особенности их конструкции, принцип действия, необходимые схемы, область применения в отрасли.

 

Печатается по решению учебно-методического совета УГНТУ.

Рецензенты:

Арсланов И.Г, зав.кафедрой механики и технологии машиностроения , д.т.н., профессор

Галеев С.С., профессор кафедры нефтегазового оборудования АГНИ, д.т.н., профессор.

 

© Уфимский государственный нефтяной технический университет, филиал в г.Октябрьский, 2013

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

1 ВВЕДЕНИЕ.. 5

2 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О НАСОСАХ.. 6

2.1 Лопастные насосы. Основные параметры.. 7

2.2 Классификация лопастных насосов. 10

3. Центробежные насосы.. 11

3.1 Устройство и принцип действия центробежного насоса. 11

3.2 Осевое усилие в центробежных насосах и способы уравновешивания. 14

3.3 Движение жидкости в каналах рабочего колеса центробежного насоса. 16

3.4 Основное уравнение проточных машин. 18

3.5 Составляющие части теоретического напора рабочего колеса. 20

3.6 Зависимость теоретического напора от подачи насоса. 20

3.7 Влияние угла выхода из рабочего колеса на величину и составляющие части теоретического напора 21

3.8 Влияние конечного числа лопаток на величину теоретического напора. 24

3.9 Мощность и КПД центробежных насосов. 25

3.10 Характеристики центробежного насоса. 26

3.11 Основы теории подобия лопастных насосов. 29

3.12 Универсальная характеристика центробежного насоса. 34

3.13 Кавитация в центробежных насосах. 35

3.13.1 Сущность кавитационных явлений. 35

3.13.2 Определение критического кавитационного запаса. 37

3.13.3 Определение допустимой высоты всасывания насоса. 38

3.13.4 Пути повышения кавитационных качеств насоса. 39

3.14 Работа центробежного насоса на трубопроводную сеть. 39

3.15 Устойчивость работы центробежного насоса. 41

3.16 Совместная работа центробежных насосов. 42

3.17 Регулирование работы центробежных насосов. 43

3.17.1 Воздействие на коммуникацию.. 44

3.17.2 Воздействие на привод насоса. 45

3.17.3 Воздействие на конструкцию насоса. 46

3.18 Работа центробежных насосов на вязких жидкостях. 48

4 ОСЕВЫЕ НАСОСЫ... 50

4.1 Устройство и принцип действия. 50

4.2 Основные показатели работы осевого насоса. 51

4.3 Рабочая характеристика осевого насоса. Выбор насосов. 52

5 ОБЪЕМНЫЕ НАСОСЫ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ.. 55

5.1 Поршневые насосы. Принцип действия и классификация. 56

5.2 Идеальная и действительная подача поршневых насосов. 59

5.3 Закон движения поршня приводного насоса. 61

5.5 Процессы всасывания и нагнетания жидкости в поршневом насосе. 65

5.6 Графическое представление изменения напоров в цилиндре насоса. 68

5.7 Условия нормальной работы поршневого насоса. 70

5.8 Теоретический цикл работы поршневого насоса. 71

5.9 Процессы всасывания и нагнетания с пневмокомпенсаторами. 72

5.10 Расчет пневмокомпенсаторов. 75

5.11 Мощность и КПД поршневого насоса. 78

5.12 Испытание поршневого насоса. 81

5.13 Рабочие характеристики поршневых насосов. 83

5.14 Регулирование подачи поршневых насосов. 84

5.15 Клапаны поршневых насосов. 86

5.15.1 Назначение, устройство клапанов и требования, предъявляемые к клапанам.. 86

5.15.2 Основы теории работы клапанов. 88

5.15.3 Безударная работа клапанов. 91

6 РОТОРНЫЕ НАСОСЫ... 92

6.1 Шестеренные насосы.. 92

6.2 Винтовые насосы.. 93

6.3 Пластинчатые насосы.. 95

6.4 Радиально - и аксиально-поршневые насосы.. 97

7 ГИДРОТУРБИНЫ... 99

7.1 Основные показатели гидротурбин. 99

7.2 Устройство и классификация турбин. 100

7.3 Турбина турбобура. 103

7.4 Движение жидкости в каналах турбин. 105

7.5 Число оборотов ротора турбины.. 106

7.6 Определение вращающего момента турбины.. 107

7.7 Коэффициенты турбинных решеток. 109

7.8 Перепад давления в турбине турбобура. 112

7.9 Мощность и КПД турбин турбобура. 114

8 КОМПРЕССОРЫ... 120

8.1 Классификация компрессоров. 120

8.2 Применение компрессоров в нефтегазовой промышленности. 121

8.3 Основные рабочие параметры компрессоров. 121

8.4 Поршневые компрессоры, их классификация. 122

8.5 Работа, совершаемая поршнем за один цикл. 123

8.6 Производительность и подача поршневого компрессора. 125

8.7 Многоступенчатое сжатие. 126

8.8 Мощность и КПД поршневого компрессора. 128

8.9 Ротационные компрессоры.. 129

8 .9.1 Пластинчатый ротационный компрессор. 130

8.9.2. Жидкостно-кольцевой компрессор. 130

8.10 Лопастные компрессоры.. 132

8.11 Подача лопастных компрессоров. 133

8.12 Мощность и КПД лопастных насосов. 135

8.13 Рабочая характеристика лопастных компрессоров. 137

8.14 Параллельная и последовательная работа лопастных компрессоров. 138

8.15 Регулирование лопастных компрессоров. 139

8.16 Особенности эксплуатации лопастных компрессоров. 140

Список литературы.. 142

 

ВВЕДЕНИЕ

Курс «Гидромашины и компрессоры», для которого предназначено данное учебное пособие, является одной из дисциплин, завершающих общетехничскую подготовку студентов для нефтегазодобывающей отрасли.

На нефтяных промыслах и буровых предприятиях разнообразную и значительную группу механического оборудования составляют различного типа насосы, турбины, компрессоры, представляющие собой достаточно сложные агрегаты с самыми условиями работы. Такое многообразие типов и значительного количества гидромашин, входящих в состав парка оборудования техники нефтегазовой промышленности, обусловлено их использованием в различных технологических операциях, осуществляемых при разработке нефтяных месторождений.

Область применения любого типа гидромашин характеризуется полями подачи и давления, свойствами перекачиваемой среды (плотность, вязкость, температура, химическая агрессивность, содержание газа и твердых частиц), конструктивно-эксплуатационными особенностями (стационарные, передвижные, наземные, скважинные и т.д).

Поэтому вопросы их рационального применения, степени их соответствия технологическим процессам и другие можно решать, только зная теорию этих механизмов.

Гидравлические машины и компрессоры относятся к обширному классу проточных машин, различающихся по виду рабочей среды и направлению передачи энергии. Проточные машины - это машины, преобразующие механическую энергию двигателя в механическую энергию потока рабочей среды или, наоборот, механическую энергию потока в механическую энергию двигателя. В качестве рабочей среды здесь может выступать как жидкая (капельная) так и газообразная. Соответственно всему вышесказанному, проточные машины делятся на проточные машины- орудия, в виде насосов и компрессоров, служащих для создания, в первом случае, потоков жидкой и - во втором - газообразной сред, и проточные машины-двигатели, представленных в виде различных гидро- и пневмодвигателей.

Некоторая схожесть конструктивного оформления проточных машин-орудий и проточных машин-двигателей объясняется тем, что насосы и компрессоры, имеют много общего с гидро- и пневмодвигателями, поскольку в них совершается процесс, обратный процессу, происходящему в насосах, т.е. энергия жидкости (газа) преобразуется в механическую энергию двигателя.

Существуют системы, совмещающие машины обоих групп. В этом случае рабочая среда служит передаточным звеном между машиной-орудием и машиной-двигателем. Например, гидро- или пневмоприводы, которых энергия жидкости (газа), перекачиваемой насосами (компрессорами) используется для привода в действие гидро- пневмодвигателя. Сюда же можно

отнести комплекс бурового оборудования, состоящий из наземного насоса и забойного двигателя или объемную насосную установку, включающую в себя наземный силовой насосный блок и погружной поршневой двигатель с насосом.

Гидравлические машины и компрессоры, согласно гос. стандарту, подразделяются по принципу действия на динамические и объемные.

Динамическими называются машины, в которых увеличение энергии жидкости осуществляется путем воздействия гидродинамических сил, приложенных к жидкости, в незамкнутой рабочей камере, постоянно сообщающейся со входом в рабочую камеру и выходом из нее.

Объемные – это машины, в которых происходит периодическое вытеснения жидкости из замкнутой рабочей камеры при помощи вытеснителей.

К динамическим относятся центробежные и вихревые насосы, центробежные и осевые компрессоры, турбины (радиальные, радиально-осевые, осевые и тангенциальные), к объемным – поршневые и винтовые насосы и компрессоры, роторные и диафрагменные насосы, гидромоторы.

 

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О НАСОСАХ

В динамических насосах приращение энергии потока жидкости происходим за счет действия гидродинамических сил в незамкнутой рабочей камере, постоянно… В лопастных насосах преобразование энергии обусловлено силовым взаимодействием… Вихревые насосы относятся к машинам турбулентного трения. В них жидкость движется в тангенциальном направлении,…

Лопастные насосы. Основные параметры

Основными параметрами насосов (показателями их работы) являются подача, создаваемый напор (давление), потребляемая насосом мощность, коэффициент… Различают подачу объемную и массовую. – объемная подача - объем жидкости, подаваемый насосом в единицу времени [м3 / с; м3 / ч; м3 / с];

Рисунок 2.1

 

Учитывая малость значений и , получаем, что давление насоса - это разность давлений на выходе из насоса и входе в него:

.

Действительный напор насоса это разность удельных энергий жидкости на входе в насос и выходе из него. Напор насоса выражается в метрах столба перекачиваемой жидкости.

Сумма действительного напора и гидравлических потерь в насосе составит теоретический напор .

Потребляемая мощность насоса состоит из полезной мощности и мощности, затрачиваемой на преодоление гидравлических сопротивлений в насосе , на утечки жидкой среды через неплотности в насосе и на механическое трение деталей насоса .

Таким образом, .

Полезная мощность, сообщаемая насосом перекачиваемой жидкости, равна

.

Сравнение полезной мощности с мощностью, учитывающей различные потери, позволяет найти коэффициенты полезного действия (КПД) насоса по видам потерь:

гидравлический , объемный ;

механический и общий КПД насоса

или .

Вакуумметрическая высота всасывания определяет всасывающую способность насоса и характеризует допустимый вакуум на входе, при котором обеспечивается нормальная работа машины.

 

 

Классификация лопастных насосов

Лопастные насосы по направлению движения жидкости на выходе из рабочего колеса относительно оси вращения делятся на радиальные, в которых поток движется перпендикулярно оси вращения (центробежные насосы, рисунок 2.2), осевые - поток жидкости движется параллельно оси вращения (рисунок 2.3) и диагональные - поток движется наклонно к оси вращения под произвольным углом (рисунок 2.4).

Рисунок 2.2 Рисунок 2.3 Рисунок 2.4

 

Сочетание рабочего колеса с подводящими и отводящими устройствами называется ступенью насоса.

По числу ступеней лопастные насосы бывают одноступенчатые и многоступенчатые. Так, если давление одной ступени , тогда для многоступенчатого насоса общее давление

где – число ступеней.

Таким образом, многоступенчатые насосы применяют для увеличения давления (рисунок 2.5).

По числу потоков насосы могут быть одно- и многопоточными. Например, насос с рабочим колесом двустороннего входа жидкости (рисунок 2.6) является примером двух поточного насоса.

Рисунок 2.5 Рисунок 2.6

 

 

Центробежные насосы

Устройство и принцип действия центробежного насоса

Центробежные насосы составляют весьма обширный класс насосов и очень широко применяются в нефтедобывающей промышленности (рисунок 3.1).

 

1-рабочее колесо; 2- всасывающий патрубок; 3- корпус; 4- напорный патрубок;5-спиральная камера

Рисунок 3.1-Центробежный насос

 

Рабочее колесо 1 центробежного насоса состоит из заднего диска 1а, который установлен на валу, и переднего 1в, скрепленных между собой лопатками 1с. Рабочее колесо находится внутри корпуса 3, который в периферийной части имеет спиральную камеру 5 для отвода жидкости в напорный патрубок 4. Жидкость вводится в рабочую камеру через всасывающий патрубок 2.

Принцип действия центробежного насоса основан на использовании центробежных сил, действующих на жидкость во вращающихся межлопаточных каналах, при котором происходит преобразование механической энергии рабочего колеса в гидравлическую энергию потока жидкости.

Напорный патрубок также служит и для преобразования кинетической энергии потока в потенциальную (давление), т.к. напорный патрубок выполняют в виде диффузора.

К числу основных рабочих органов центробежных насосов относятся рабочее колесо, корпус, отводы (направляющий аппарат), вал, подшипники и сальники. Рабочие колеса бывают закрытые (а), открытые (в), с односторонним (а, в) и двусторонним входом жидкости (с), (рисунок 3.2).

 

А в с

Рисунок 3.2

 

Открытые рабочие колеса в отличие от закрытых не имеют переднего диска. Рабочее колесо с двусторонним входом жидкости имеет два передних диска и один задний с втулкой для посадки на вал.

Подводящие и отводящие жидкость устройства, как правило, выполняют в монолите с корпусом насоса.

Корпус насоса может иметь горизонтальный (осевой) разъем, в котором плоскость разъема проходит через ось насоса, или торцевой разъем, в котором плоскость разъема перпендикулярна оси насоса.

Подводящее устройство, заканчивающееся входным патрубком, предназначено для подвода жидкости во всасывающую область рабочего колеса с наименьшими гидравлическими потерями и асимметричным распределением скоростей по живому сечению входного отверстия.

Отводящее устройство служит для сбора и отвода жидкости в напорный трубопровод или в следующее рабочее колесо, а также для частичного превращения кинетической энергии в потенциальную (давление) за счет торможения потока. Поэтому все отводы выполняют в виде диффузорных каналов (спиральных или лопаточных).

Различают спиральный, полуспиральный, двухзавитковый и кольцевой отводы, а также направляющий аппарат с лопатками.

Спиральный отвод - это постепенно расширяющийся канал, охватывающий рабочее колесо (рисунок 3.3).

Кольцевой отвод (рисунок 3.4) имеет постоянное сечение. Такие отводы применяют главным образом в малых насосах и насосах для перекачки загрязненных жидкостей. В кольцевом отводе гидравлические потери больше, чем в спиральном.

 

 

 

Рисунок 3.3 Рисунок 3.4

Полуспиральный отвод - это кольцевой отвод, переходящий в спиральный.

Двухзавитковый отвод состоит из двух спиральных симметрично расположенных каналов и одного канала постоянного сечения.

Направляющий аппарат применяется в многоступенчатых насосах и устанавливается внутри корпуса насоса (рисунок 3.5). Он представляет собой два диска, между которыми устанавливаются лопатки 2. Лопатки образуют ряд диффузорных каналов, направляющих поток жидкости, выходящей из одного рабочего колеса 3 на вход другого. Поток жидкости поступает в межлопаточные каналы 4, по которым жидкость направляется на вход в следующее рабочее колесо или в напорный патрубок. Направляющие аппараты более сложны по устройству, чем спиральные и кольцевые отводы, они увеличивают гидравлические потери, их используют в многоступенчатых насосах типа ЦНС.

1- направляющий аппарат;2 - лопатки; 3- рабочее колесо; 4- межлопаточные каналы

Рисунок 3.5

 

В корпусе насоса в местах выхода вала устанавливаются концевые уплотнения, которые могут быть разнообразных конструкций: сальниковые, торцовые, плавающие и др.

Вал насоса является весьма ответственной деталью, на нем устанавливаются рабочие колеса, защитные втулки в местах размещения сальниковых уплотнений, установочные гайки крепления колес.

Осевое усилие в центробежных насосах и способы уравновешивания

Рабочее колесо одностороннего входа представляет собой неуравновешенную систему из-за отсутствия симметрии относительно плоскости, перпендикулярной оси вращения насоса. В результате возникает осевая сила давления, направленная в сторону входного отверстия рабочего колеса (рисунок 3.6).

 

 

Рисунок 3.6

 

Точно определить осевую силу затруднительно, так как давление между корпусом и колесом изменяется в радиальном направлении. Для ориентировочных расчетов можно воспользоваться формулой

где D₁ и d – диаметры вала и входного отверстия колеса;

Н – напор насоса.

Для уравновешивания осевых сил применяются следующие способы.

1 Установка рабочих колес двустороннего всасывания.

2 Установка рабочих колес с щелевым уплотнением на заднем диске А и разгрузочным отверстием В (рисунок 3.7). Через разгрузочное отверстие давление передается на плоскость заднего диска, и тем самым снимается избыточное давление на задний диск.

3 Установка саморегулирующих устройств –гидравлической пяты (рисунок 3.8). За последней ступенью многоступенчатого насоса на валу устанавливается диск I. Жидкость после рабочего колеса перетекает из камеры А в камеру В через щелевое уплотнение С, где давление падает до давления , и отводится во всасывающую полость насоса. Поскольку давление в камере А выше, чем в камере Б, на диск действует усилие, разгружающее осевую силу, стремящуюся сместить колесо в сторону всасывания, т.е. разгружающая сила зависит от перепада давлений, возрастающего в случае уменьшения зазора под действием осевой силы и наоборот.

Рисунок 3.7 Рисунок 3.8

4 Уравновешивание осевой силы достигается взаимно-противоположным расположением рабочих колес (рисунок 3.9, а, б), т.к. осевая сила по величине одинакова на всех ступенях.

а б

Рисунок 3.9

Движение жидкости в каналах рабочего колеса центробежного насоса

1 Жидкость идеальная, т.е. гидравлические сопротивления не учитываются. 2 Жидкость движется в виде бесконечного числа элементарных струек, строго… Эти допущения облегчают теоретическое исследование движения жидкости в лопаточных системах, но в дальнейшем требуют…

Рисунок 3.10

 

Все величины на входе обозначаются с индексом - «1», а на выходе – «2».

Если угловая скорость вращения рабочего колеса , т.е. окружные линейные скорости будут равны:

Векторы относительных скоростей W₁ и W₂ направлены по касательной к стенкам лопаток рабочего колеса.

Углы, определяющие форму лопатки рабочего колеса, обозначаются β₁ и β₂ - это углы между направлением относительной скорости W и в обратном направлении окружной скорости (-U).

Углы между направлением абсолютной скорости С и окружной скорости U обозначаются α₁ и α ₂ (рисунок 3.10).

Из уравнения неразрывности потока жидкости, протекающего через рабочее колесо, следует

,

где C_1r и C_2r - радиальные составляющие абсолютных скоростей на входе и выходе, а площади сечения и представляют собой поверхности вращения с образующей, нормальной к радикальной скорости. Обычно вместо параллелограммов скоростей строят треугольники скоростей (рисунок 3.11).

 

Рисунок 3.11

 

Площади сечений и F₂ равны:

на входе: ,

на выходе: ,

где и – соответственно диаметры на входе в межлопаточные каналы и выходе из них;

и – ширина лопатки (канала);

и – толщина лопаток, z - число лопаток.

– представляет собой идеальную подачу рабочего колеса центробежного насоса.

Основное уравнение проточных машин

Изменение момента количества движения потока времени, где относительно оси вращения рабочего колеса равно импульсу момента всех внешних сил,… Пусть жидкость массой m движется с абсолютной скоростью С, тогда ко­личество движения этой массы составит вектор ,…

Составляющие части теоретического напора рабочего колеса

для сечений на входе и выходе: , и – удельная энергия потока на выходе и входе в рабочее колесо;

Зависимость теоретического напора от подачи насоса

Напор и подача центробежного насоса зависят от скорости движения жидкости через рабочее колесо, поэтому можно легко установить взаимосвязь между ними, пользуясь уравнением Эйлера:

Из треугольника скоростей на выходе следует (рисунок 3.13)

.

Радиальную скорость можно выразить через подачу колеса:

,

где - площадь живого сечения межлопаточных каналов на выходе из рабочего колеса, тогда .

Рисунок 3.13

Полученное выражение подставляем в формулу Эйлера и получаем аналитическую зависимость :

 

 

Влияние угла выхода из рабочего колеса на величину и составляющие части теоретического напора

. (3.1) Это уравнение позволяет сделать следующие заключения: 1) если угол лопаток на выходе <90° (рисунок 3.14, а) , убывает линейно по мере увеличения , а лопатки рабочего…

А б в

Рисунок 3.14

Рассмотрим величины слагаемых общего напора для каждого случая.

Случай 1. Общий напор по формуле Эйлера , т.к. . Динамический напор , т.к. . Следовательно, и статический напор .

Случай 2. Общий напор , т.к. .

Динамический напор , т.е. равняется половине общего напора. Следовательно, .

Случай 3. Общий напор , т.к. . Динамический напор . Следовательно, .

По полученным результатам строим график зависимости составляющих общего напора от угла (рисунок 3.15).

 

Рисунок 3.15

 

Из графика (рисунок 3.15) видно:

1) с увеличением возрастает напор , при этом при углах >90⁰ доля динамического напора растет интенсивно, а доля падает и при становится равной нулю;

2) наибольший статический напор имеет место при угле и равен половине всего напора;

3) угол не может быть меньше , так как при величина напора приобретает отрицательное значение , и абсолютная скорость направлена в сторону, обратную вращению колеса, насос переходит в режим работы турбины;

4) предельное значение угла находится из условия .

5) исходя из требований получения максимальной величины доли целесообразно выбрать углы . В этом случае имеет большую долю статического напора и потери энергии на преобразование кинетической энергии потока в энергию давления в отводящих устройствах будут минимальными.

Установлено, что оптимальными пределами отогнутости лопаток назад по ходу вращения рабочего колеса являются .

Влияние конечного числа лопаток на величину теоретического напора

Уравнение Эйлера, полученное при помощи одномерной теории при предположении, что движение жидкости струйное не соответствует действительности. В реальных условиях рабочее колесо имеет определенное (конечное) число лопаток, в связи с чем приходится учитывать отклонение всех элементарных струек от профиля лопаток. Это связано с тем, что жидкость, заключенная между двумя лопатками рабочего колеса, стремится к циркуляционному движению, циркуляционное движение создается за счет того, что масса жидкости, находящаяся между лопатками имеет инерцию и поэтому стремится вращаться в направлении, противоположном вращению рабочего колеса. В связи с этим создается неравномерное распределение скоростей в живых сечениях межлопаточных каналов. Неравномерность распределения скоростей продемонстрируем на рисунке 3.16.

 

Рисунок 3.16

 

В канале A показано струйное течение по схеме Эйлера, когда элементарные струйки повторяют очертания лопаток и скорости во всех этих элементарных струйках идентичны, т.е. на одинаковых радиусах равны.

Циркуляционное движение при нулевой подаче (выход из межлопаточного канала закрыт) представлено в канале В . Жидкость в объеме этого канала получает вращательное движение относительно стенок межлопаточного канала в направлении обратном направлению вращения рабочего колеса.

В канале С рассмотрено поле скоростей (эпюра скоростей) в живом сечении межлопаточного канала, полученное в результате сложения скоростей поступательного движения по схеме Эйлера и циркуляционного, вызванного вращением рабочего колеса. Из эпюры скоростей видно, что струйки, идущие около передней поверхности лопатки, имеют меньшие скорости, а струйки, идущие вблизи обратной поверхности лопаток, имеют наибольшие скорости.

Вследствие возникновения циркуляционного движения и неравномерного распределения скоростей в сечениях межлопаточных каналов теоретический напор для рабочего колеса с конечным числом лопаток меньше теоретического напора при бесконечном числе лопаток. Эта потеря напора учитывается специальной поправкой на несоответствие схемы струйного течения Эйлера с действительным движением.

Поправку на конечное число лопаток можно произвести по формуле К. Пфлейдерера:

;,

где z – число лопаток;

- 0,8…1,0 для насосов с лопаточным направляющим аппаратом,

=1,0…1,3 для насосов со спиральным отводом.

Поправку на конечное число лопаток также можно произвести по формуле академика Г.Ф.Проскура:

.

Примерные значения поправочного коэффициента на конечное число лопаток:

.

 

Мощность и КПД центробежных насосов

, где – полезная мощность, т.е. мощность потока жидкости, выходящего из насоса… – действительная подача насоса, м/с;

Характеристики центробежного насоса

Для установления связи насоса с подачей Q сделаем следующие выкладки. При бесконечном числе лопаток радиальная скорость  

Рисунок 3.17

При этом для лопаток, загнутые назад , зависимость теоретического напора при от расхода изображается прямой линией координатах , отсекающей на оси ординат отрезок , а на оси абсцисс отрезок .

При .

При .

При радиальном выходе из колеса напор

 

.

При второй член в скобках меняет знак на плюс, поэтому в этих случаях прямая восходящая.

Ранее было получено .

Множитель для насоса данной конструкции является постоянной величиной (как следует из формул Проскура и Пфлейдерера), поэтому будет отличаться от на одну и ту же величину. Поэтому теоретическая характеристика с учетом конечного числа лопаток 2 будет размещаться ниже (параллельно).

При перекачке реальной жидкости, обладающей вязкостью, действительные рабочие характеристики будут отличаться от теоретических на величину потерь напора в колесе насоса. Действительные рабочие характеристики , , центробежных насосов получают на заводских испытательных стендах при постоянной частоте вращения вала насоса, изменяя подачу насоса путем дросселирования задвижкой напорного патрубка. На рисунке показано, что напорные характеристики у центробежных насосов могут быть двух видов: нисходящие 3, когда максимальной напор соответствует нулевой подаче и с восходящим участком , когда максимальный напор наступает при некоторой отличной от нуля подаче.

Потребляемая мощность насоса возрастает с увеличением подачи от до N, причем угол наклона характеристики 4 зависит от конструкции насоса.

Характеристика 5 с изменением подачи растет от нуля до максимального значения и затем падает до нуля при максимальной подаче.

При работе центробежных насосов действительная характеристика отличается от теоретического на величину потерь напора в каналах колеса .

Комплексная характеристика центробежного насоса позволяет определить оптимальные параметры его работы. Насосы стремятся использовать при таких параметрах, когда имеет свое максимальное значение, напор, мощность, подача при максимальном КПД являются оптимальными.

Для построения характеристики используют характеристики и , по известным значениям Q и Н находят полезную мощность:

.

Отношение в данной точке графика дает значение h для этой точки.

Разность напоров между теоретической и действительной напорными характеристиками невозможно оценить теоретически, т.к. гидродинамические процессы, происходящие в насосе, весьма сложны. Потери напора связаны с большим числом параметров, которые не удается оценить (удар на входе в рабочее колесо, удар на выходе из него, гидравлические потери на стенках проточных каналов, вихреобразование и т.д.).

В целях практической оценки влияния вязкости жидкости на работу лопастных гидромашин можно применить эмпирическую формулу

,

где - коэффициент насоса на вязкость (для центробежных насосов с , , здесь - разность между внешним и внутренним радиусами колеса, - отношение площади поперечного сечения проточной части на выходе из колеса к смоченному периметру этой площади).

 

Основы теории подобия лопастных насосов

При проектировании новых насосов широко используют так называемые формулы подобия, полученные на основе теории подобия гидравлических явлений. В основу теории подобия гидравлических явлений положены условия… Для лопастных насосов условие геометрического подобия означает пропорциональность всех сходственных геометрических…

Рисунок 3.18

 

Из подобия треугольников следует:

;

,

где - масштаб кинематического подобия.

Условием динамического подобия является пропорциональность всех сил, приложенных в сходственных точках натурного и модельного насосов. Для гидромеханического процесса в лопастных насосах превалирующими силами являются инерционные силы и силы:

, .

Лопастные насосы обычно работают при значительных числах , и влияние сил вязкости на поток уменьшается.

Критерий Эйлера будет сохраняться постоянным, если насос работает на одном режиме (р = const).

Из условия подобия устанавливается связь между основными показателями работы натурного и модельного насоса, работающих на одинаковых режимах, определяемых КПД насоса.

Рассмотрим подачу насоса.

Для натурного насоса подача составит . Для модели . Пренебрегаем разницей и , сравним подачи насосов:

 

.

Из условия геометрического и кинематического подобия имеем:

 

и , т.е. или .

Из полученных уравнений вытекает

.

Безразмерный комплекс называется коэффициентом подачи.

Напор насоса может быть представлен формулой Эйлера с учетом конечного числа лопаток k и гидравлических потерь:

.

Принимая одинаковыми для натурного насоса и модели, устанавливают соотношение напоров:

или .

 

Полученная формула дает возможность получить безразмерный комплекс, называемый коэффициентом напора:

.

Умножая числители соотношений на g, получаем .

Мощности натурного насоса и модели относятся между собой следующим образом:

,

где - внутреннее КПД насосов.

Одинаковые режимы работы предполагают постоянство внутренних КПД , тогда при получается соотношение

или .

Все лопастные насосы принято делить по геометрическим формам на несколько групп. Каждая группа подобных насосов, или, как ее называют, серия подобных насосов, имеет общий масштаб моделирования.

Серию подобных насосов характеризует одинаковый для всех насосов коэффициент быстроходности. Насосы с равными не обязательно подобны, т.к. в формуле для не содержатся требования геометрического подобия.

По величине можно судить о конструкции рабочего колеса.

В таблице 3.1 приводятся меридиональные сечения рабочих колес, имеющих различные , соотношения диаметров колеса и входного патрубка.

Таблица 3.1

Виды колес	Центробежные насосы	Колесо диагонального насоса	Колесо осевого насоса
тихоходные	нормальные	быстроходные
	40-80	80-150	150-300	300-600	600-1200
Форма колеса
D2/D0	2,5		1,8-1,4	1,2-1,1	0,8

 

При малых колеса тихоходные, межлопаточный канал колеса узкий и длинный. С увеличением канал становится шире, диаметры входа и выхода сближаются между собой, поток жидкости меняет свое направление. Так, в центробежных насосах поток перемещается перпендикулярно оси вала (колесо радиальное), в диагональном насосе поток движется по наклонной к оси, в осевом насосе – параллельно оси вала.

Значение коэффициента быстроходности можно оценить следующим образом.

1 При одном и том же числе оборотов вала насоса увеличение свидетельствует об увеличении подачи и уменьшении напора насоса.

2 Тихоходные колеса служат для создания больших напоров, колеса с большими - для создания большой подачи.

3 У центробежных насосов общий КПД меняется в зависимости от (рисунок 3.19).

 

 

Рисунок 3.19

 

Наиболее выгодно выполнять насосы с =90-300. Тихоходные колеса имеют низкий КПД за счет больших гидравлических потерь в каналах рабочих колес.

4 Насосы с различными коэффициентами быстроходности имеют особенности в форме рабочих характеристик.

Для сравнения удобно воспользоваться относительными характеристиками, которые отличаются тем, что все показатели работы насосов (независимо от их коэффициента быстроходности) взяты относительно оптимального режима, принятого за единицу (или за 100% - процентные характеристики).

Такие характеристики для насосов с разными представлены на рисунке 3.20 (а, б, в).

 

Рисунок 3.20

Из рисунков 3.20, а, б видно, что с увеличением характеристики напора и мощности становятся все более крутопадающими, а из рисунка 3.20, в следует, что рабочая зона, соответствующая работе насосов при высоких КПД, сужается.

Коэффициент быстроходности характеризует всегда одно рабочее колесо, поэтому n_s в многоступенчатых насосах определяется для одной ступени (весь напор насоса делится на число ступеней). В случае, если насос имеет колесо с двухсторонним подводом жидкости, это равносильно двум параллельно работающим колесам, поэтому при подсчете коэффициента быстроходности подача берется вдвое меньше (Q/2).

Универсальная характеристика центробежного насоса

При применении центробежных насосов требуется знать не только зависимость подачи и напора при одном числе оборотов, но и при других числах оборотов. Поэтому насос должен иметь семейство характеристик H=f(Q) при разных числах оборотов.

Для получения универсальной рабочей характеристики насоса снимают экспериментальным путем характеристики H=f(Q) и η=f(Q) при разных числах оборотов n₁, n₂, n₃ и т.д. Затем кривые H=f(Q) с пометками значений η сводят в один график и через точки с равными значениями КПД соединяют плавными линиями. В результате получается график, показанный на рисунке 3.21, который называется универсальной рабочей характеристикой насоса.

Универсальная рабочая характеристика позволяет установить число оборотов, при котором достигается максимальное значение КПД.

 

Рисунок 3.21

Кавитация в центробежных насосах

Сущность кавитационных явлений

Явление кавитации наблюдается во всех случаях, когда в какой-либо гидравлической системе происходит падение давления ниже давления насыщения. На участке пониженного давления начинается выделение паровых пузырьков, так… Перемещение потока жидкости с паровыми пузырьками в область, где давление превышает давление парообразования, вызывает…

Рисунок 3.22

 

Явления кавитации изучали многие ученые. Наиболее полно этот вопрос разработан в трудах проф. С.С.Руднева.

Рассмотрим схему насосной установки со стороны всасывания (рисунок 3.23).

Рисунок 3.23

 

Составим уравнение баланса удельной энергии для всасывающего трубопровода на участке от сечения 0-0 до сечения в-в:

,

где H_B - геометрическая высота всасывания - расстояние в приемной емкости до оси насоса;

- пьезометрический напор во входном патрубке;

- скоростной напор во входном патрубке;

- гидравлические потери во всасывающем трубопроводе.

Напор во входном патрубке равен

.

Этот напор тем больше, чем меньше высота всасывания и гидравлические потери .

При снижении напора во входном патрубке может возникнуть кавитация в рабочем колесе, так как скорость на лопатке С₁>С_B за счет уменьшения проходного сечения каналов колеса F₁ по сравнению с сечением патрубка F_B, и, следовательно, давление в этом месте .

Поэтому предлагается иметь так называемый кавитационный запас, который представляет собой превышение полного напора во входном патрубке над упругостью паров жидкости:

,

- упругость насыщенного пара жидкости.

Кавитация в центробежных насосах возникает при снижении давления всасывания ниже допустимого.

Причинами снижения давления всасывания могут быть:

1) большая высота всасывания ;

2) превышение подачи Q, либо числа оборотов n выше допустимого расчетного;

3) повышение температуры перекачиваемой жидкости, что вызывает увеличение упругости насыщенных паров жидкости: .

 

Определение критического кавитационного запаса

Величина кавитационного запаса, при которой начинают проявляться признаки явления кавитации называется, критической.

Для определения критического кавитационного запаса проводят кавитационные испытания насоса, при которых для выбранного режима работы насоса снимают кавитационную характеристику (рисунок 3.24).

 

Рисунок 3.24

 

Допустимое значение кавитационного запаса принимается равным

.

Пользуясь формулами подобия, проф. С.С.Руднев предложил формулу для определения кавитационного запаса при оптимальном режиме:

,

где - число оборотов вала насоса в минуту;

- подача насоса, м³/с (у насоса с колесом двухстороннего всасывания следует подставлять );

С - кавитационный коэффициент быстроходности.

Каждый насос имеет свой коэффициент С, этот коэффициент зависит от коэффициента быстроходности.

Таблица 3.2

	50-70	70-80	150-200	800-1200	Шнеки
С	600-750		1000-1200	1800-2000

 

Определение допустимой высоты всасывания насоса

. Если вакуумметрическую высоту всасывания обозначить через , то геометрическая… Вакуумметрическую высоту всасывания выразим через кавитационный запас:

Пути повышения кавитационных качеств насоса

Необходимо избегать режимов работы насоса, связанных с возможной кавитацией.

Известны следующие меры, предохраняющие насос от кавитации:

1) монтажные - снижение гидравлических потерь напора на всасывании путем увеличения диаметра подводящего трубопровода, укорочения его длины, сокращения числа поворотов и других местных сопротивлений, уменьшения высоты всасывания, при перекачке легких нефтепродуктов установка насоса для работы с подпором;

2) конструктивная установка колес двухстороннего всасывания, предварительное закручивание потока на входе путем установки винтовых колес, шнеков и преднасосов; установка колеса 1-й ступени с меньшей быстроходности.

 

Работа центробежного насоса на трубопроводную сеть

В конце, опущенном в приемный бак, имеется сетка-фильтр 4 и обратный клапан 5, позволяющий залить насос и подводящий трубопровод жидкостью перед… Каждая насосная установка имеет контрольно-измерительные приборы для… Важно вести контроль подводимой мощности по приборам; любая неисправность в насосе вызывает увеличение или падение…

Рисунок 3.25

Так, по условию неразрывности потока жидкости подача насоса должна быть равна расходу жидкости в трубопроводах:

,

а напор, который насос должен создавать для заданных условий работы, определится из уравнения Бернулли:

.

Тогда характеристика трубопроводной системы, представляющая зависимость напора от расхода жидкости, будет иметь следующий вид (рисунок 3.26).

Если на полученную характеристику трубопроводов нанести характеристику насоса в том же масштабе, то точка пересечения характеристик определяет единственный возможный режим работы насоса на данный трубопровод.

Точка пересечения характеристик А называется рабочей точкой насоса.

Для правильного выбора насоса недостаточно определить рабочую точку А, необходимо выяснить, находится ли она в рабочей зоне характеристики насоса.

Рабочая зона насоса определяется по характеристике и соответствует наиболее устойчивой работе насоса при оптимальном режиме . Отклонение от максимального значения КПД допускается не более чем на ±(5-7%). На рисунке 3.27 представлены характеристики насоса и трубопроводов, рабочая точка А выбрана правильно, а в точке А', где , работа насоса неэкономична.

Рисунок 3.26

Рисунок 3.27

 

Устойчивость работы центробежного насоса

Центробежные насосы, имеющие характеристику с максимумом в зоне небольших подач, могут иметь неустойчивый режим работы. Следствием такого режима является возникновение колебательных процессов в трубопроводах с периодическим изменением напора и подачи, вызывающим гидравлические удары в сети.

Такое явление называется помпажем. Работа при явлениях помпажа недопустима.

Пусть характеристика трубопровода пересекает характеристику насоса в точках: А₁ - на падающей ветви и А₂ - восходящей ветви (рисунок 3.28).

 

Рисунок 3.28

 

В точке А₁ равновесие устойчивое, т.к. при увеличении подачи на величину Q<0 возникает положительная разность напоров ΔН=Н_TP-Н>0.

Таким образом, недостаток потенциальной энергии насоса ведет к уменьшению кинетической энергии, следовательно, легко восстанавливается равновесие, т.е. система «насос-трубопровод» работает в точке А₁.

В точке А₂ при увеличении подачи на величину ΔQ напор насоса больше напора в трубопроводе ΔН=Н_TP-Н<0. Избыток потенциальной энергии насоса ведет к возрастанию кинетической энергии, т.е. к увеличению подачи и отклонению вправо от разновесного состояния в точке А₂.

Таким образом, устойчивое равновесие наблюдается при условии: .

Совместная работа центробежных насосов

Насосные станции могут иметь несколько насосных агрегатов. При необходимости изменять подачу в широких пределах насосы соединяют параллельно, а при необходимости увеличить напор насосы соединяют между собой последовательно.

Рассмотрим параллельное соединение насосов. При параллельном соединении насосы могут иметь одинаковые и равные характеристики. При работе двух насосов в один трубопровод подачи насосов суммируются при постоянном напоре в трубопроводе: .

Рассмотрим совместную работу двух центробежных насосов, соединенных параллельно (насосы имеют одинаковые характеристики H=Q).

 

 

Рисунок 3.29

На рисунке 3.29 показано построение совместной характеристики насосов 1 и 2 при параллельном соединении, которое ведется в следующем порядке: строится характеристика каждого насоса (в нашем случае они совпадают) (H-Q)₁ и (H-Q)₂, а затем при равных ординатах H удваиваются абсциссы Q. Накладывая на характеристику насосов характеристику трубопровода, получаем рабочую точку A для двух параллельно соединенных насосов.

Из графика видно, что подача всей насосной установки увеличилась, но меньше чем вдвое: , т.е. каждый насос подает теперь .

Это объясняется тем, что при совместной работе увеличивается напор , т.к. с ростом подачи растут скорости движения жидкости в трубопроводе и гидравлические потери.

Рассмотрим последовательное соединение двух центробежных насосов с одинаковыми характеристиками (рисунок 3.30).

При последовательном соединении сохраняется одинаковой подача Q₁=Q₂=Q, а напоры суммируются:H₁+H₂ = H.

При построении совместной характеристики насосов 1 и 2 при равных абсциссах Q удваиваются ординаты H. Наносим характеристику трубопроводной системы и получаем рабочую точку А для насосов, соединенных последовательно.

Рисунок 3.30

Из графика видно, что последовательное соединение сопровождается увеличением напора всей насосной установки меньше чем вдвое и некоторым увеличением подачи:

.

Регулирование работы центробежных насосов

Процесс изменения характеристики трубопроводов или насоса для обеспечения заданной подачи называется регулированием. Регулирование может осуществляться различными способами: воздействием либо на коммуникацию (трубопроводы), либо на привод насоса, либо на конструкцию насоса.

Каждый способ рассматривается с точки зрения плавности регулирования, простоты устройства регулирования и экономичности работы насоса.

Все перечисленные способы приводят или к изменению характеристики трубопроводной системы, или к изменению характеристики насоса.

 

Воздействие на коммуникацию

Воздействие на коммуникацию насоса возможно двумя путями: дроссельное регулирование представляет собой включение дросселя (задвижки, вентиля) в напорный трубопровод. На подводящем трубопроводе дросселирование не допускается, т.к. увеличение сопротивления на всасывание может привести к явлению кавитации за счет снижения давления перед входом в рабочее колесо.

Представим схему и график дроссельного регулирования при n=const (рисунок 3.31).

Каждому положению дросселя соответствует новая характеристика трубопровода, т.к. дроссель является местным сопротивлением:

.

 

Рисунок 3.31

Дросселированием (закрытием задвижки) можно получить любую заданную подачу (Q' ,Q"), но при этом возрастает напор насоса (рабочая точка перемещается влево). Способ регулирования подачи дросселированием простой и поэтому широко распространен, однако он неэкономичен, т.к. с уменьшением подачи не полностью используется мощность двигателя, приводящего в действие насос.

Рассмотрим перепуск жидкости с напорного трубопровода насоса в подводящий.

Трубопровод, соединяющий напорный с подводящим трубопроводом, называется байпасом. С помощью байпаса можно менять подачу насоса в основной трубопровод, соединяющий насос с напорным баком (резервуаром).

 

 

Рисунок 3.32

 

На рисунке 3.32 представлена схема насоса с байпасом, характеристики насоса и его трубопроводов.

При отсутствии байпаса характеристика трубопроводов, соединяющих баки А и В, имеет вид Н_ТР (задвижка байпаса закрыта). Если насос работает только через байпас, то характеристика примет вид Н_Б (задвижка на бак В закрыта). При совместной работе получаем суммарную характеристику трубопроводов, работающих параллельно, т.е. , при .

Так как байпас - это короткий трубопровод, то потери в нем невелики и его характеристика более пологая, чем у основного трубопровода.

При работе с байпасом рабочая точка А_Б+В перемещается вправо (напор уменьшается, а подача увеличивается).

Если насос без байпаса работает на оптимальном режиме , то включение байпаса вызывает снижение КПД, т.к. возрастает потребляемая насосом мощность. По причине неэкономичной работы насоса такой способ можно применять только кратковременно.

Воздействие на привод насоса

В этом случае , т.к. рабочее колесо одно и то же, и формулы пересчета…

Рисунок 3.33

 

Воздействие на конструкцию насоса

По условиям подобия при n=const имеем: , ,

Рисунок 3.34

На рисунке 3.34 показана характеристика трубопровода, рабочие точки А и А' которой показывают, как меняются подача и напор насоса при обточке рабочих колес. Следует учитывать и то обстоятельство, что при обточке рабочих колес происходит изменение их коэффициента быстроходности и расчетные формулы оказываются не совсем точным. Так, по данным К.А. Ибатулова [10], при обточке колес КПД падает на 1% на каждые 10% обточки колес, у которых n_s=60-120, и на каждые 4% обточки у колес, имеющих n_s=200-300.

Установкой направляющих устройств на входе в рабочее колесо можно изменить рабочую характеристику насоса.

Из уравнения Эйлера следует, что изменение направления движения потока на входе влияет на напор насоса:

.

При постоянном числе лопаток k=const и числа оборотов вала n=const, если , возможно увеличение или уменьшение напора H (рисунок 3.35).

Накладывая характеристику трубопровода Н_TP, видим, как изменяются параметры насоса при изменении направления потока на входе. Так, если , то рабочая А₁, если , то А₂. Конструктивно направляющие устройства могут быть выполнены в виде шнеков или винтовых колес, закручивающих поток на входе.

 

Рисунок 3.35

 

 

Работа центробежных насосов на вязких жидкостях

При движении вязкой жидкости в проточной части насоса возрастают гидравлические потери, что вызывает снижение напора и подачи насоса. Одновременно… Все насосы имеют характеристики, полученные при испытаниях на воде. Существует… Воспользуемся подобием потоков вязкой жидкости, которое определяется числом Рейнольдса.

Рисунок 3.36

 

Из графика видно, что увеличение Re свыше 7×10³ приводит к тому, что , равны 1, и следовательно, вязкость не влияет на вид характеристики насоса.

При Re > 3×10⁴ характеристика η_Н та же, что при работе на воде.

Снижение Re, т.е. работа при малых подачах ведет к усилению влияния сил трения - вязкости, т.к. известно, что число Re представляет отношение сил инерции к силам трения.

Следовательно, при переходе на вязкую жидкость, во-первых, снижается напор, КПД и растет потребляемая мощность центробежных насосов; во-вторых, гидравлические и механические потери растут, а объемные утечки уменьшаются; в-третьих, насосы большей подачи могут перекачивать более вязкие жидкости; в-четвертых, увеличение вязкости жидкости ведет к ухудшению всасывающей способности насосов.

ОСЕВЫЕ НАСОСЫ

Устройство и принцип действия

Осевой насос представляет собой лопастной насос, у которого рабочее колесо 1 имеет ряд лопастей, закручивающих поток, движущейся параллельно оси (рисунок 4.1).

 

Рисунок 4.1

 

Для выпрямления потока и направления его в напорный патрубок или на следующую ступень после рабочего колеса устанавливается направляющий аппарат 2, снабженный неподвижными лопатками. Направляющий аппарат служит для преобразования кинетической энергии вращения потока в потенциальную энергию давления.

Во втулке направляющего аппарата проходит вал насоса, на котором насажено рабочее колесо, и устанавливается подшипник.

Вся проточная часть насоса располагается в цилиндрическом корпусе 3, который по существу является продолжением трубопровода. Насос как бы настраивается в трубопровод, образуя с ним одно целое. Для вывода вала напорной части насоса придается форма отвода.

В осевом насосе поток жидкости движется параллельно оси и одновременно лопасти сообщают ему вращательное движение по окружности, на валу насоса. Так как движение жидкости в радиальном направлении отсутствует, то исключается возможность работы центробежных сил. Повышение давления происходит за счет гидродинамического воздействия лопаток на жидкость и преобразования кинетической энергии при раскручивании потока в направляющем аппарате.

Таким образом, принцип действия осевого насоса заключается в силовом взаимодействии лопастей с потоком жидкости и использовании диффузорного элемента.

Основные показатели работы осевого насоса

где СZ - осевая составляющая абсолютной скорости. Действительная подача .

Рабочая характеристика осевого насоса. Выбор насосов

Характеристика осевого насоса имеет вид, представленный на рисунке 4.2.

Из рабочей характеристики видно нижеследующее.

Работа осевого насоса возможна в узком диапазоне изменения подачи и напора, т.к. отклонение от оптимальных условий вызывает резкое снижение КПД. Пуск осевого насоса следует производить при открытой задвижке на нагнетании, т.к. с уменьшением подачи резко возрастает подводимая мощность и пуск двигателя затруднен. Регулирование дросселированием невыгодно по причине узкого диапазона рабочей зоны. Поэтому осевые насосы регулируют либо изменением числа оборотов, либо поворотом лопаток рабочего колеса. На характеристиках напора (мощности) имеется седловина. Это вызвано особенностью обтекания потоком профиля лопатки. Седловина на характеристике объясняется снижением подъемной силы лопастей при малых подачах.

 

Рисунок 4.2

 

Для решения задачи выбора насосов необходимы следующие исходные данные:

1) расход жидкости на производственные нужды, связанные с определенными технологическими операциями (водоснабжение, заводнение пластов, закачка или откачка резервуаров и т.п.);

2) физическая характеристика перекачиваемой жидкости (плотность, вязкость, упругость паров при температурах перекачки);

3) геометрические отметки уровней в начале всасывания и конце нагнетания насосов;

4) технологическая схема трубопроводов, которая определяет длину трубопровода и необходимую гидроаппаратуру (задвижки, клапаны, повороты и др.).

При проектировании рассматривается метод экономического расчета трубопроводов по минимуму эксплуатационных расходов на трубы, насосы и электроэнергию. Однако часто на основе практики задаются скоростями движения жидкости в трубопроводах, которые и определяют подходящий диаметр.

Так, для напорного трубопровода скорость жидкости выбирается в пределах 1,5:2 м/с, а для подводящего 1:1,5 м/с.

Меньшие значения относятся к вязким жидкостям (буровые растворы, нефть), а большие - к маловязким (вода, светлые нефтепродукты).

Подводящий трубопровод выбирается большего диаметра для снижения гидравлических потерь и улучшения процесса всасывания. После выбора диаметра трубопроводов и подбора труб по сортаменту подчитываются гидравлические сопротивления и определяется необходимый напор насоса.

Для перекачивания больших количеств жидкости с относительно малыми напорами обычно используются осевые насосы.

В ряде случаев требуется устанавливать несколько насосов. Количество их выбирают из экономических сравнений совместной работы в заданных условиях технологической схемы трубопроводов.

Для выбора насоса служат сводные графики полей характеристик по государственному стандарту (для насосов общего назначения) или по ведомственным нормалям для специальных насосов. Полная характеристика насосов и расшифровка их марок приводится в каталогах-справочниках.

Решение задачи сводится к следующему:

- определяется потребный напор.

-на сводном графике выбранного типа насосов наносятся координаты Q_ЗАД - H_ПОТР.

При попадании этой точки в поле рабочих значений какого-то насоса, выбирается этот насос. Если точка не попадает ни в одно поле, то берется ближайший насос с привлечением дополнительных соображений по точности обеспечения заданного расхода.

В случае попадании точки в место положения полей насосов разных марок, выбирается насос с ближайшей верхней границей поля.

3 Определяется подача и напор выбранного насоса на данный трубопровод, т.е. определяется рабочая точка. Полученные значения сравниваются с требуемыми.

4 Если рабочая точка неприемлема, то рассчитывается необходимая степень обточки рабочего колеса. Строится новая характеристика насоса.

5 Намечают место установки насоса, исходя из условий обеспечения всасывающей способности.

При необходимости установить не один насос или нет насосов, способных обеспечить заданные параметры, то поиск насоса осуществляется с корректировкой Q и Н в соответствии с выбранной схемой соединения насосов.

ОБЪЕМНЫЕ НАСОСЫ И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ

Использование объемных гидромашин в нефтяной промышленности при выполнении самых различных технологических процессов обусловлено их конструктивно-эксплутационными особенностями. Так, при проводке и бурении нефтяных и газовых скважин применяют поршневые и плунжерные насосы, поскольку они способны развивать высокое давление и более устойчивы к перекачиванию абразивных жидкостей. Плунжерные насосы устанавливают на специализированных передвижных агрегатах для выполнения технологических процессов гидроразрыва пласта, кислотной обработки призабойной зоны скважины, промывки скважин и др.

Рациональная область применения винтовых насосов по полям подач и давлений лежит в пределах соответственно 10 л/с и 2,5 МПа. В этой области данный тип насосов, как правило, экономичнее центробежных и вихревых и в тоже время значительно дешевле проще ВПН, при этом стандартом не предусмотрено ограничение по роду перекачиваемой жидкости.

Объемные насосы делятся на возвратно-поступательные, роторные и крыльчатые.

В возвратно-поступательных насосах вытеснители совершают только прямолинейное движение. По виду вытеснителей они бывают поршневые, плунжерные и диафрагменные.

В роторных насосах вытеснители совершают либо вращательное движение, либо одновременно вращательное и возвратно-поступательное движение. В свою очередь роторные насосы, вытеснители которых совершают вращательное движение, бывают шестеренные и винтовые, а насосы с вращательным и возвратно-поступательным движением - пластинчатые (шиберные), радиально- и аксиально-поршневые.

Крыльчатые насосы — это ручные насосы, играющие вспомогательную роль.

Конструктивные особенности возвратно-поступательных насосов (такие как наличие клапанов) определяют их свойства: неравномерность подачи, ограниченная скорость движения вытеснителя, а также необходимость преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное движение.

Вследствие того, что в роторных насосах происходит перемещение рабочих камер с жидкостью из полости всасывания в полость нагнетания, эти насосы отличаются от насосов возвратно-поступательных отсутствием всасывающих и нагнетательных клапанов. Эти и некоторые другие конструктивные особенности роторных насосов обусловливают их более высокую быстроходность, непосредственную связь с двигателем, большую равномерность подачи, обратимость, т.е. способность работать в качестве гидромоторов при подводе к ним жидкости под давлением. Однако роторные насосы способны работать лишь на неагрессивных жидкостях, обладающих смазывающими свойствами, и более вязких, чем вода.

Поршневые насосы. Принцип действия и классификация

Поршневой насос представляет собой объемную машину с возвратно-поступательным движением поршня в цилиндре.

На рисунке 5.1 представлена схема гидравлической части однопоршневого насоса одностороннего действия.

Принцип действия такого насоса заключается в следующем. При ходе поршня 1 вправо в рабочей камере цилиндра 2 освобождается объем и давление снижается (р<р_В), открывается всасывающий клапан 3. По мере движения поршня цилиндр заполняется жидкостью - этот процесс называется процессом всасывания.

 

Рисунок 5.1

 

Когда поршень дойдет до конца хода и остановится, чтобы изменить направление движения справа налево (p=р_B), тогда всасывающий клапан закрывается. Как только поршень начинает двигаться влево, давление в цилиндре возрастает (р>р_В) и открывается нагнетательный клапан 4.

Жидкость поршнем вытесняется из цилиндра - происходит процесс нагнетания до конца хода поршня влево.

Из принципа действия поршневого насоса выявляются особенности его конструкции: а) рабочая камера (цилиндр) изолирована от подводящего и напорного трубопроводов клапанами; б) подача насоса зависит от геометрических размеров насоса (длины хода и площади поршня) и от числа двойных ходов поршня; в) пределы преодолеваемого поршнем давления (напора) зависят от установленной мощности и прочности деталей насоса, т.е. насос может развивать любой напор; г) поршень движется с переменной скоростью (от нуля в начале хода до максимальной в середине хода и снижающейся до нуля в конце хода).

В зависимости от условий работы и свойств перекачиваемых жидкостей насосы имеют весьма разнообразные конструкции. Ниже изложены некоторые принципы классификации поршневых насосов.

1 По типу приводной части различают насосы приводные, прямодействующие, ручные.

Приводные насосы - это насосы, у которых в приводной части имеется кривошипно-шатунный механизм для преобразования вращательного движения приводного вала в возвратно-поступательное движение поршня.

На рисунке 5.2 приведена схема приводного насоса, у которого приводная часть состоит из крейцкопфа 1, шатуна 2 и кривошипного вала 3. Кроме этих частей, для снижения числа ходов поршня в приводной части обычно имеется редуктор.

Прямодействующие насосы — это насосы, поршень которых общим штоком связан с поршнем двигателя.

Рисунок 5.2

 

На рисунке 5.3 представлена схема прямодействующего насоса, приводная часть которого представляет собой паровую машину, состоящую из парового цилиндра 1, поршня 2 со штоком 3, непосредственно соединенным со штоком гидравлической части насоса, и золотниковой коробки распределения пара 4. В качестве двигателя прямодействующего насоса могут быть применены также гидравлические силовые цилиндры и пневмоцилиндры.

Рисунок 5.3

 

Ручные насосы — это насосы, движение поршня которых осуществляется с помощью рукоятки вручную.

2 По расположению осей цилиндров насосы бывают горизонтальные, вертикальные и с осями, расположенными наклонно по отношению к основанию.

3 По числу цилиндров насосы выполняются одно-, двух-, трех- и многоцилиндровыми.

4 По конструкции поршня насосы бывают:

а) собственно поршневые, т.е. поршень представляет собой диск с уплотнениями, которые плотно прилегают к цилиндру (рисунок 5.4), такие поршни применяются в насосах двухстороннего действия, имеющих большие подачи;

б) плунжерные - плунжер имеет длину, значительно превышающую диаметр (рисунок 6.5), применяются при значительных давлениях и малых подачах;

 

Рисунок 5.4 Рисунок 5.5

 

в) с проходным поршнем, имеющим в теле нагнетательный клапан (рисунок 5.6), такие поршни находят широкое применение в глубинных насосах для добычи нефти, в которых диаметр цилиндра ограничен размерами скважины;

Рисунок 5.6	Рисунок 5.7

г) диафрагменные насосы, в которых изменением формы эластичной пластины достигается изменение объема рабочей камеры (рисунок 5.7).

Насосы с диафрагмой имеют малую длину хода и создают малые подачи.

 

5 По числу тактов всасывания и нагнетания за один двойной ход различают насосы:

 

а) одностороннего действия, когда один ход поршня сопровождается всасыванием жидкости, а другой - нагнетанием (рисунок 5.8);

 

Рисунок 5.8 Рисунок 5.9 Рисунок 5.10

б) двухстороннего действия, когда каждый ход поршня сопровождается процессами всасывания и нагнетания (рисунок 5.9);

в) дифференциального действия (рисунок 5.10), в котором совершается один процесс всасывания при ходе поршня вправо и два процесса нагнетания; при ходе вправо жидкость нагнетается из камеры Б, а при ходе влево из камеры А часть жидкости протекает в камеру Б, а другая - в напорный трубопровод, улучшая равномерность ее поступления.

 

Идеальная и действительная подача поршневых насосов

Обозначим: площадь поршня - F, площадь сечения штока - f, длину хода поршня S,число двойных ходов поршня в единицу времени п. Представим характерные… Из таблицы, 5.1 следует, что идеальная подача однопоршневых насосов равна ,

Закон движения поршня приводного насоса

Для представления о том, как меняется подача насоса по длине хода поршня, надо знать закономерности изменения скорости движения поршня. Рассмотрим схему поршневого насоса с кривошипно-шатунным механизмом, представленную на рисунке 5.11.

 

 

Рисунок 5.11

 

Вал кривошипа длиной 2 приводится во вращение от двигателя, и точка а соединения кривошипа с шатуном длиной l вращается по окружности радиуса r с постоянной угловой скоростью w. – положение крейцкопфа в крайнем левом положении, – текущее положение крейцкопфа.

При повороте вала на угол крейцкопф, а вместе с ним и поршень со штоком, проходит путь .

Из рисунка 6.11 очевидно, что путь х равен

.

Большинство насосов имеют длину шатуна, значительно превышающую радиус кривошипа . Так, например, буровые насосы, насосы для добычи нефти имеют , следовательно , поэтому с небольшой степенью погрешности принимаем .

Путь, проходимый поршнем, будет равен . Тогда его скорость составит

,

а ускорение

.

На рисунках 5.12 и 5.13 представлены графики изменения скорости и ускорения.

Рисунок 5.12 Рисунок 5.13

 

Из графиков видно, что скорость и ускорение движения поршня - величины переменные, скорость изменяется по синусоиде; в точках перемены направления движения поршня (мертвые точки) скорость равна нулю, а в середине хода - максимальная. Ускорение изменяется по косинусоиде, причем в мертвых точках оно достигает максимума.

Разрыв косинусоид ускорения указывает на то, что в начале хода от 0 до имеет место разгон поршня, а в конце хода отдо замедление движения поршня. То же самое повторяется и при обратном ходе поршня.

Неравномерность подачи поршневых насосов

, где F и V - площадь и скорость поршня, а индексами «в» и «н» обозначены… Из уравнения неразрывности и рисунка 6.13 следует, что мгновенная подача насоса представляет собой синусоиду.

Рисунок 5.15 a

График подачи трехпоршневого насоса изображается в виде трех синусоид, сдвинутых относительно друг друга на 120 (рисунок 5.16).

 

Рисунок 5.15 б

 

 

Для получения суммарной мгновенной подачи необходимо сложить ординаты синусоид на участках, где они накладываются друг на друга.

Степень неравномерности подачи равна (при или при)

.

График подачи насоса, имеющего четыре рабочих камеры строится из условия, что кривошипы двух цилиндров расположены под (рисунок 5.17).

После получения суммарной мгновенной подачи (верхняя линия на графике рисунка 5.17) определяем степень неравномерности подачи (максимум мгновенной подачи при ).

.

 

Рисунок 5.16

 

Рисунок 5.17

 

Сравнение степени неравномерности подачи поршневых насосов с тремя и четырьмя камерами показывает преимущества нечетного числа камер. Так повторяется и при дальнейшем увеличении числа камер. Дальнейшее увеличение числа рабочих камер усложняет конструкцию и мало влияет на уменьшение степени неравномерности подачи. Поэтому больше пяти камер в стационарных насосах не делают.

Процессы всасывания и нагнетания жидкости в поршневом насосе

Для практики важно знать, какие факторы влияют на величину давления и каково его наименьшее значение в процессе всасывания. Рассмотрим насосную установку (рисунок 5.18), состоящую из поршневого,…

Рисунок 5.18

Составим уравнение баланса удельной энергии (уравнение Бернулли) для неустановившегося движения потока жидкости в процессе всасывания для сечений от свободной поверхности приемного бака 2 до оси насоса 1, приняв за плоскость сравнения свободную поверхность в баке:

,

где - гидравлические потери напора в подводящем трубопроводе;

- инерциальный напор, возникающий при неустановившемся движении жидкости.

Известно, что гидравлические потери напора состоят из потерь по длине и местных сопротивлений в трубопроводе (поворотах, запорных устройствах, фильтрах и др.), а именно:

.

Учитывая, что все местные сопротивления можно заметить эквивалентной им длиной трубы, а скорости в трубопроводе скоростью поршня, пользуясь уравнением неразрывности можно написать

,

где - расчетная длина трубопровода.

Потери в клапане зависят от его конструкции и степени открытия. В момент открытия потери имеют максимум , а затем снижаются и сохраняют приблизительно постоянное значение по длине хода.

Инерционный напор можно оценить из следующих соображений: если масса жидкости, следующей за поршнем, равна массе жидкости в трубопроводе , а ускорение из условия неразрывности , то сила инерции составит

.

Тогда инерционный напор при всасывании равен

.

Таким образом, уравнение Бернулли для неустановившегося движения жидкости в процессе всасывания приобретает следующий вид:

.

Пьезометрический напор в цилиндре насоса в процессе всасывания (будем называть его напором всасывания) составит

.

Напор всасывания всегда ниже напора на свободной поверхности приемного бака и зависит от геометрической высоты всасывания Н_В, размеров подводящего трубопровода, сопротивления клапана насоса и числа двойных ходов поршня n, определяющих скорость и ускорение поршня.

Для определения напора в цилиндре насоса в процессе нагнетания составим уравнение Бернулли для сечений, проходящих через ось насоса (плоскость сравнения), и относительно свободной поверхности напорного бака 3 (рисунок 5.18):

.

Воспользовавшись всеми вышеприведенными разъяснениями для процесса всасывания, аналогично получаем напор нагнетания

.

 

 

Напор в процессе нагнетания представляет собой сумму пьезометрического напора на свободной поверхности жидкости в напорном баке инерционного напора, потерь напора на все виды сопротивлений в клапанах и напорном трубопроводе и геометрической высоты нагнетания. Так как напор в цилиндре насоса зависит от скорости и ускорения поршня, то, очевидно, он имеет переменное значение по длине его хода.

 

Графическое представление изменения напоров в цилиндре насоса

, откуда и, следовательно, . Тогда , .

Рисунок 5.20

 

Условия нормальной работы поршневого насоса

Учитывая, что напор всасывания насоса имеет минимальное значение в начале хода… Критическая высота всасывания определяется из условия равенства нулю гидравлических потерь и скоростного напора при…

Теоретический цикл работы поршневого насоса

Совместим графики напоров всасывания (рисунок 5.19) и нагнетания (рисунок 5.20) и представим их в координатах р -V, где объем рабочей камеры V пропорционален длине хода поршня (V=FS). В результате получаем замкнутую диаграмму, которая представляет собой зависимость давления в цилиндре в процессе всасывания и нагнетания.

Рисунок 5.21

График изменения давления в цилиндре за одну пару ходов поршня, полученный расчетным путем, называется теоретической индикаторной диаграммой и имеет вид, показанный на рисунке 5.21.

Работа, совершаемая поршнем в процессе всасывания жидкости:

.

Работа, совершаемая поршнем, в процессе нагнетания:

Следовательно, работа, совершаемая поршнем за один цикл:

.

Полученный интеграл равен площади диаграммы abсd и представляет собой работу теоретического цикла насоса. Высота диаграммы называется индикаторным давлением. Практически важно, чтобы индикаторное давление по длине хода поршня было одинаково, так как от этого давления зависят выбор мощности двигателя и прочность деталей насоса.

Процессы всасывания и нагнетания с пневмокомпенсаторами

Как было установлено в разделе 5.5, инерционный напор зависит от длины трубопровода, а именно, на всасывании и на нагнетании . Таким образом, уменьшение длины трубопровода приведет к снижению величины…

Рисунок 5.23

Индикаторное давление по длине хода поршня можно считать постоянным, так как давление в процессе всасывания и нагнетания остается практически постоянным. Только в начале всасывания отмечается понижение давления и в начале нагнетания - повышение давления, что объясняется более высоким сопротивлением клапанов при страгивании.

Наличие пневмокомпенсаторов устраняет опасность разрыва сплошности потока в напорном трубопроводе, позволяет уменьшить напор нагнетания жидкости, увеличить число двойных ходов поршня.

 

Расчет пневмокомпенсаторов

Рисунок 5.24 При этом в колпаке воздушная подушка изменяет свой объем от до , что соответственно вызывает колебания давлений…

Мощность и КПД поршневого насоса

 

Мощность, потребляемая насосом N_ДВ, расходуется на полезную мощность Nn и потери мощности на утечки через неплотности ∆NY, на гидравлические сопротивления в клапанах, каналах насоса и участках трубопроводов до мест установки приборов давления ∆NГ, на механическое трение ∆Nмех уплотнениях, опорах, кривошипно-шатунном механизме, редукторе и др. (см.рисунок 5.25).

Рисунок 5.25

 

.

Полезная мощность равна

где Q, р, Н - подача, давление, напор, замеряемые соответственно расходомером, манометром М на нагнетании и мановакуумметром МВ на всасывании насоса с учетом их установки, а именно:

,

где р₀ - давление окружающей среды;

(z_H -z_B) – расстояние между центрами тяжести установки приборов давления.

Если воспользоваться индикаторной диаграммой изменения давления в цилиндре, полученной расчетным или опытным путем (рисунок 5.23 или 5.27), то, определив среднее индикаторное давление, можно найти работу, совершаемую поршнем:

.

Тогда индикаторная мощность насоса определится

,

где F,S,n - площадь, длина хода и число двойных ходов поршня в секунду.

Так как идеальная подача однопоршневого насоса одностороннего действия

QТ= FSn, то индикаторная мощность такого насоса составит

.

Для насосов, имеющих много рабочих камер, индикаторная мощность определяется для каждой камеры отдельно и суммируется.

Важным показателем работы насоса является его КПД, который характеризует насос с точки зрения его конструкции, состояния, качества изготовления деталей и условий эксплуатации. Это есть отношение полезной мощности и потребляемой:

Если сравнить мощность полезную с индикаторной, то получим индикаторный КПД, дающий оценку эффективности работы гидравлической части насоса:

Известно, что потери мощности на утечки можно оценить объемным коэффициентом (коэффициентом подачи):

а потери мощности на гидравлические сопротивления - гидравлическим КПД:

поэтому индикаторный КПД равен

Сравнение индикаторной мощности с потребляемом позволяет оценить влияние механических потерь мощности, т.е. определить механический КПД

Таким образом, КПД насоса — это произведение индикаторного КПД на механический:

.

КПД поршневых насосов обычно составляет 0,6-0,85, нижний предел относится к малым насосам, более высокие КПД имеют насосы больших размеров.

При выборе двигателя для приводных насосов учитываются потери мощности в передаче между двигателем и насосом, в самом двигателе, а также возможные перегрузки при отклонениях режима работы насоса от расчетного (коэффициент запаса выбирается для малых насосов 1.2 ÷1.5, а для больших —1.1 ÷1.5).

.

Испытание поршневого насоса

Испытание насоса производится с целью определения затрат мощности в отдельных частях насоса.

При испытании снимаются индикаторная диаграмма, показания мановакуумметра на всасывании и манометра на нагнетании, расходомера и по электроприборам фиксируется мощность, потребляемая двигателем.

Наибольший интерес представляет индикаторная диаграмма, по которой можно выявить неисправности, возникающие в гидравлической части насоса.

Для слияния диаграмм можно воспользоваться механическим индикатором давления.

 

Рисунок 5.26

На рисунке 5.26 представлена принципиальная схема механического индикатора, установленного на цилиндре насоса. Индикатор состоит из барабана 1, на который надевается бумага, и гидроцилиндра 2, присоединяемого к цилиндру насоса 4 через кран 3. При открытии крана давление из полости цилиндра насоса передается в гидроцилиндр индикатора, вызывая перемещение поршня последнего. Поршень индикатора на своем штоке имеет тарированную на определенное давление пружину 5 с рычагом, на конце которой крепится карандаш 6. Барабан тягой 7 соединен с одной из деталей насоса, движущейся возвратно-поступательно (шток 8), что приводит к возвратно-поступательному движению барабана, соответствующему ходу поршня.

На бумаге барабана прочерчиваются линии, равные или пропорциональные длине хода поршня при атмосферном давлении Р₀ при открытом ранее З΄ и закрытом кране З и линии давления за два хода поршня Р_В и Р_Н при открытом кране З и закрытом кране З΄. Полученная таким путем индикаторная диаграмма имеет вид (рисунок 5.27), где рв, рн, рi - давления всасывания, нагнетания и индикаторное; f_D — площадь диаграммы; l— длина диаграммы, равная или пропорциональная длине хода поршня S.

Рисунок 5.27

Чтобы определить среднеиндикаторное давление по диаграмме, надо знать постоянную пружины индикатора - масштаб диаграммы пo высоте т (мм=1кгс/см²).

.

На индикаторной диаграмме, полученной при испытании насоса в начале всасывания и нагнетания, фиксируется и т.п. неоднократные колебания клапанов, что вызывается изменением их гидравлического сопротивления при подъеме с седла и последующим свободным движением; при значительных давлениях линии подъема и падения давления не строго вертикальны из-за сжимаемости жидкости и выделения из нее пузырьков газа.

По виду индикаторной диаграммы можно установить различные неисправности в работе насоса. На рисунке 5.28 показаны диаграммы при работе насоса с различными неисправностями: 1 - насос вместе с жидкостью всасывает воздух, который сжимает по линии “a” в начале процесса нагнетания; 2 - в цилиндре имеется воздушный мешок, который сжимается по линии- “a” в начале процесса нагнетания и расширяется по линии “в” в начале процесса всасывания; 3 – пропускает всасывающий клапан; 4 – пропускает нагнетательный клапан; 5 – недостаточный (отсутствует) объем воздушной подушки пневмокомпенсаторов.

 

Рисунок 5.28

Рабочие характеристики поршневых насосов

Подача поршневого насоса определенных размеров при неизменном числе оборотов имеет постоянное значение. Давление, создаваемое насосом, теоретически… Учитывая, что с увеличением давления действительная подача уменьшается за счет… Зависимость полезной мощности от подачи, давления и числа оборотов вытекает из выражения (z -число рабочих камер…

Регулирование подачи поршневых насосов

При регулировании подачи пользуются различными способами: воздействием на привод насоса, воздействием на его коммуникации либо изменением… Из формулы подачи насоса Q=FSnzŋ0 следует, что изменять подачу можно… Число рабочих камер можно изменить путем снятия всасывающих клапанов с одной из камер.

Рисунок 5.31

 

Способ присоединения к цилиндру насоса емкости, заполненной сжатым воздухом, позволяет осуществить непрерывное регулирование, если обеспечить изменение давления в емкости в пределах от давления всасывания до давления нагнетания.

аб

Рисунок 5.32

На рисунке 5.32, а представлена схема цилиндра насоса с воздушной емкостью давления, в которой равно или больше давления всасывания. Индикаторная диаграмма (рисунок 5.32,б) показывает, что если давление ре = рв, то цилиндр будет заполняться жидкостью полностью, и поршень в процессе нагнетания будет вытеснять объем V. При давлении воздуха ре > рв поршень проходит некоторый путь, освобождая объем V-V΄ для снижения давления воздуха до давления всасывания. Следовательно, объем жидкости V', поступающий в цилиндр в процессе всасывания, уменьшается и пропорционально снижается подача насоса за счет уменьшения степени наполнения цилиндра.

В некоторых случаях применяется экономически невыгодный способ регулирования подачи насоса путем перепуска части жидкости через байпас с напорного трубопровода в подводящий (рисунок 5.33).

На графике представлены характеристики трубопровода и байпаса рБ; при их совместной работе р_тр + р_Б . На пересечении с характеристикой насоса получаем на характеристике трубопровода рабочую точку А, а на характеристике р_тр+р_Б.+А', когда подача насоса распределяется между трубопроводом и байпасом:

.

а б

Рисунок 5.33 Рисунок 5.34

 

Таким образом, меняя степень открытия задвижки на байпас, можно регулировать подачу насоса в напорном трубопроводе.

Следует помнить, что регулирование дросселированием задвижки на напорном трубопроводе поршневого насоса недопустимо, так как эффекта не будет, но резко увеличится потребляемая мощность за счет увеличения гидравлического сопротивления трубопровода.

Изменить подачу можно включением второго насоса для параллельной работы (рисунок 5.34) - в этом случае суммарная подача двух насосов будет соответствовать напору большей величины (рабочая точка ), чем тот, при котором работали насосы индивидуально (рабочие точки А₁, А₂) на тот же трубопровод.

Клапаны поршневых насосов

Назначение, устройство клапанов и требования, предъявляемые к клапанам

Назначение клапанов - разобщение рабочей камеры насоса от подводящего и напорного трубопроводов. Клапаны бывают самодействующие (автоматические) и принудительного действия… Самодействующие клапаны открываются и закрываются под действием разности давлений жидкости на их нижнюю и верхнюю…

Основы теории работы клапанов

Рисунок 5.37 Из графика видно, что клапаны запаздывают с открытием и закрытием, по сравнению со скоростью движения поршня V на угол…

Рисунок 5.38

 

Из условия равновесия следует P = R + G или .

Таким образом, через кольцевое щелевое отверстие клапана движение жидкости происходит под напором:

Воспользовавшись формулой истечения жидкости через отверстие при постоянном напоре, определим расход жидкости в щели клапана

где μ - коэффициент расхода клапана, зависящий от его гидравлического сопротивления и от высоты подъема (например, для тарельчатого клапана с плоским дном при изменении высоты h = 1 мм до 12 мм коэффициент расхода μ убывает с 0,87 до 0,445 [8]); площадь щели клапана

высота подъема, которого h.

-теоретическая скорость истечения через клапан.

Из условия неразрывности потока расход через клапан равен мгновенной подаче насоса (расходу через седло клапана ):

или

Следовательно, высота подъема клапана равна

а скорость подъема клапана соответственно

Графическая зависимость высоты подъема и скорости клапан от угла поворота кривошипа показана на рисунке 5.39.

Рисунок 5.39

 

Если скорость клапана в начале хода имеет конечное значение (cos0=1), то для его подъема надо придать значительно теоретически бесконечно большое ускорение, т.е. приложить бесконечно большую силу. Исследование работы клапанов показывает, что давление открытия клапанов имеет конечное значение, немного превышающее давление соответствующего процесса.

Полученный закон движения клапанов не точен, так как работа клапана представлена из условия, что он открыт и находится в равновесии.

В действительности клапан находится в движении, при этом под тарелкой клапана в период подъема будет задерживаться жидкость и через седло будет проходить больше жидкости, т.е. qс > μ , а при опускании клапана qс < μ .

Уравнение расхода движущегося клапана записывается с внесением поправки Вестфаля:

или

- принята с некоторым допущением по вышеприведенной формуле. Теперь высота подъема клапана равна

Графическое сложение синусоиды 1 и косинусоиды 2 на рисунке 5.40 позволяет определить угол запаздывания клапана φ0 и высоту запаздывания посадки клапана h₀.

Рисунок 5.40

 

Графическая зависимость лучше совпадает с опытными данными исследования работы клапанов.

Такая работа клапана ведет к утечке жидкости и посадке клапана с ударом, так как при угле φ = 180° поршень имеет скорость V = 0, затем при движении поршня в противоположную сторону при открытом клапане резко меняется давление в цилиндре, что и приводит к посадке клапана с ударом.

Надо иметь в виду, что цилиндр насоса имеет два клапана: всасывающий и нагнетательный, следовательно, запаздывание закрытия одного из клапанов вызовет утечки жидкости через другой.

 

Безударная работа клапанов

Максимальная скорость движения клапана и максимальная высота подъем клапана: Сравнивая и , получим или

РОТОРНЫЕ НАСОСЫ

Шестеренные насосы

Шестеренные насосы относятся к роторно-вращательным гидромашинам. Они выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления, причем наиболее распространены насосы первого типа, так как они проще в изготовлении. На рисунке 6.1 представлен шестеренный насос. В корпусе 1 плотно устанавливаются две шестерни, ведущая шестерня 2 на валу, присоединяемом к валу электродвигателя, и ведомая шестерня 3. Жидкость, попадая во впадины зубьев, переносится в камерах, которые образуются между шестерней и корпусом, из входного патрубка А в напорной Б. Зубья в зацеплении создают уплотнение типа лабиринта, обеспечивающее защиту от перетекания жидкости из патрубка Б в патрубок А.

 

Рисунок 6.1

Идеальная подача шестеренных насосов определяется по упрощенной формуле

где и представляет сумму объемов впадин (камер) обеих шестерен за вычетом объемов радиальных зазоров в зацеплении (-диаметр начальной окружности ведущей шестерни, m и b - зацеплений и ширина шестерни).

Шестеренные насосы выполняются с числом зубьев 8-16, уменьшение числа зубьев увеличивает неравномерность подачи, а увеличение числа зубьев осложняет транспортировку жидкости, так как впадины зубьев становятся мелкими. Осложняет транспортировку жидкости, так как впадины зубьев становятся мелкими.

Шестеренные насосы с внешним зацеплением шестерен просты по устройству и надежны в эксплуатации, имеют малые габариты и вес, компактны. Хорошо работают на вязких жидкостях.

Давление, развиваемое насосами, обычно (3-100)105 Па (3-100кгс/см²), подача находится в пределах от 6 до 5000 л/мин при числах оборотов 1500-3000 в минуту, КПД шестеренных насосов составляет 0,6-0,9.

Для повышения давления жидкости применяют многоступенчатые шестеренные насосы путем последовательного соединения нескольких пар шестерен в одном корпусе. Для увеличения подачи применяют многошестеренные насосы, у которых вокруг ведущей шестерни располагается 3-7 ведомых.

 

Винтовые насосы

Винтовые насосы в отличие от шестеренных способны перекачивать жидкости различной вязкости, они надежны в работе, компактны, неравномерность подачи… На рисунке 6.2 представлен одновинтовой насос, у которого в корпусе 1 имеется…  

Рисунок 6.4

Идеальная подача такого насоса может быть определена, если известны площадь поперечного сечения корпуса F, суммарная площадь поперечного сечения всех винтов , шаг ведущего винта и число оборотов .

Одновинтовые насосы способны перекачивать жидкости с механическими примесями, они используются как погружные для откачки нефти и других жидкостей. Эти насосы развивают небольшое давление 0,3¸2 МПа, их подача - от 80 до 400 л/мин при 1500 оборотов в минуту, КПД всего 0,4¸0,65.

Трехвинтовые насосы находят применение для перекачки высоковязких нефтепродуктов. Они пригодны для работы при давлениях до 20 МПа в широком диапазоне подач от З до 9000 л/мин, допускают высокие числа оборотов в минуту (до 18 000), КПД 0,7¸0,8.

Двухвинтовые насосы выпускаются на относительно небольшие подачи (20 – 40 л/мин) при давлении до 10 МПа.

Основным недостатком винтовых насосов является значительная технологическая трудность изготовления винтов.

 

Пластинчатые насосы

Пластинчатые насосы относятся к роторно-поступательным объемным гидромашинам. В практике их часто называют лопастными или шиберными.

На рисунке 6.5 представлена схема двухпластинчатого насоса. В корпусе 1 эксцентрично расположен ротор 2, вращающийся по стрелке, указанной на рисунке. Ротор имеет два паза, в которых установлены пластины 3. Эти пластины выдвигаются специальными пружинами 4. При повороте ротора по стрелке объем камеры между ротором и корпусом, соединенный c входным патрубком 5, увеличивается (процесс всасывания), а объем камеры, соединенный с напорным патрубком 6, уменьшается (процесс нагнетания).

Пластинчатые насосы имеют обычно 6-12 пластин, радиально или наклонно расположенных в пазах ротора.

Рисунок 6.5

 

Идеальная подача таких насосов определяется (пренебрегая толщиной пластин):

где D -диаметр корпуса;

е- эксцентриситет (расстояние между центрами ротора и корпуса);

- ширина ротора.

 

Рисунок 6.6

 

Изменяя эксцентриситет, можно регулировать подачу насоса. На рисунке 6.6 показаны положения ротора многопластинчатого насоса при разных эксцентриситетах.

Таким образом, пластинчатые насосы бывают регулируемые и нерегулируемые. Развиваемое ими давление не превышает 10 МПа, подача до 265 л/мин при числах оборотов ротора 500-1200 в минуту.

Для повышения давления применяются нерегулируемые пластинчатые насосы многократного (двух-, трех-, и четырехкратного) действия.

На рисунке 6.7 представлен насос двукратного действия. Его корпус имеет эллиптическую форму, а вместо пружин под пластины через кольцевой зазор поступает жидкость из полости нагнетания.

Рисунок 6.7

Давление насосов многократного действия достигает 17,5 МПа, а подача 378 л/мин при более высоких числах оборотов до 1800-300 в минуту.

КПД пластинчатых насосов обычно составляет 0,4-0,82. Пластинчатые насосы отличаются простотой и надежностью конструкции, компактностью и малым весом. Они находят широкое применение в механизмах подачи металлорежущих станков, в дорожно-транспортных машинах и т.п.

Радиально - и аксиально-поршневые насосы

Различают радиально-поршневые насосы с радиальным расположением цилиндров относительно оси вращения ротора и аксиально-поршневые насосы с аксиальным… На рисунке 6.8 показана схема радиально-поршневого насоса, который имеет… По существу радиально-поршневой насос является многоцилиндровым поршневым насосом одностороннего действия, поршень…

Рисунок 6.9

Аксиально-поршневой насос представлен на рисунке 6.9. Насос состоит из блока цилиндров 1 с поршнями (плунжерами) 2, головки которых упираются в наклонную шайбу 3.

Угол наклона шайбы относительно оси цилиндров определяет величину хода поршней. Поршни выполняются в виде плунжеров, внутри которых размещена пружина 4. Блок цилиндров вращается относительно своей оси, что позволяет распределять жидкость через окна в опорно-распределительном диске 5. Число цилиндров в блоке составляет 7¸9, максимальный угол наклона 20°.

Идеальная подача аксиально-поршневого насоса равна:

 

,

где d и -диаметр и число цилиндров;

D -диаметр, окружности, по которой расположены оси цилиндров;

- угол между осями блоков цилиндров к наклонной шайбой.

Аксиальные насосы с подачей до 400 л/мин выпускают на давления до 55 МПа и насосы с малыми подачами - на давления 70 МПа, причем число оборотов этих насосов составляет 1000-2000 в минуту, к.п.д. достигает 0,95.

Аксиально-поршневые насосы имеют многочисленные конструктивные разновидности: с бесшатунным приводом и точечным контактом сферических торцов поршней с наклонной шайбой; с бесшатунным приводом бескарданного типа; с шатунным приводом и силовым карданом; с шатунным приводом и не - силовым карданом. Общим для всех конструкций является преобладающее применение торцового распределения жидкости.

 

ГИДРОТУРБИНЫ

Основные показатели гидротурбин

Гидротурбина, являясь гидродвигателем, характеризуется такими показателями работы, как крутящий момент на валу М, угловая скорость вращения вала ,… Размерности этих параметров следующие:

Устройство и классификация турбин

Гидравлической турбиной называется гидравлический двигатель, служащий для преобразования энергии потока жидкости в механическую энергию вращения вала турбины.

Гидравлическая турбина состоит из двух основных частей: неподвижного направляющего аппарата - статора, придающего потоку жидкости вполне определенное направление, и вращающегося рабочего колеса - ротора, имеющего лопасти, воздействуя на которые поток жидкости передает свою энергию, приводя ротор во вращение.

Помимо этих частей турбина имеет регулирующее устройство, чтобы поддерживать определенный режим работы турбины, отсасывающую трубу для отвода жидкости из турбины.

Гидравлическая турбина состоит из двух основных частей: неподвижного направляющего аппарата - статора, придающего потоку жидкости вполне определенное направление, и вращающегося рабочего колеса - ротора, имеющего лопасти, воздействуя на которые поток жидкости передает свою энергию, приводя ротор во вращение.

Помимо этих частей турбина имеет регулирующее устройство, чтобы поддерживать определенный режим работы турбины, отсасывающую трубу для отвода жидкости из турбины.

Представим принципиальную схему турбины (рисунок 7.1), она имеет основные части: вращающий ротор с лопатками 1, неподвижный лопаточный статор 2, отсасывающую трубу 3 и вал 4.

Рисунок 7.1

Рассмотрим некоторые принципы классификации гидравлических турбин:

1 По направлению движения жидкости в роторе турбины бывают:
радиальные (рисунки 7.2 и 7.3), радиально-осевые, осевые и тангенциальные.

 

 

 

Рисунок 7.2

 

На рисунке 7.2 представлена схема гидравлической турбины с внешним подводом жидкости центростремительная турбина Френсиса. Она состоит из статора 1, ротора 2, вала 3 и подводящего канала 4.

 

Рисунок 7.3

На рисунке 7.3 изображена гидравлическая турбина с внутренним подводом жидкости - центробежная турбина Сафонова. Она имеет статор 1, ротор 2, вал 3 и подводящий канал 4.

Радиально-осевые и осевые турбины представлены на рисунке 7.4 и 7.5, они имеют статор 1, ротор 2 и вал 3.

Рисунок 7.4 Рисунок 7.5

 

Радиально-осевые турбины обеспечивают изменение направления
потока в роторе турбины с радиального на осевое. В осевых турбинах ротор
имеет лопасти, направляющие поток параллельно оси вала.

 

Рисунок 7.6

Тангенциальная турбина Пелтона (рисунок 7.6) имеет ротор с ковшами 1, сопло 2, представляющие направляющие аппарат, вал 3, с которого снимается мощность.

2 По положению в жидкости турбины делят на погружные и непогружные. Все турбины работают погруженные в жидкость, за исключением тангенциальных.

3 По характеру преобразования энергии турбины бывают активные
и реактивные.

Активной турбиной называется турбина, в которой при постоянном
давлении (атмосферном) происходит преобразование кинетической
энергии в механическую вращения ротора.

Если составить уравнения удельной энергии при входе и выходе потока жидкости из рабочего колеса (ротора), то получим:

на входе: ;

на выходе: .

Напор, срабатываемый в турбине составит . Следовательно, гидравлическая энергия, преобразуемая в турбине в механическую, состоит из удельной потенциальной энергии

и кинетической:

Для активной турбины (р = const) удельная потенциальная энергия равна нулю, т.е. срабатываемый напор представляет удельную кинетическую энергию

Реактивные двигатели - это турбины, в которых давление на входебольше давления на выходе , т.е. уменьшение давления вызывает ускорение движения потока, что приведет к появлению реактивного воздействия потока на лопасти, приводя во вращение вал турбины.

4 По числу ступеней гидравлические турбины бывают:
одноступенчатые (одна ступень состоит из ротора и статора) и
многоступенчатая, рабочая жидкость движется последовательно через ряд
ступеней.

Турбина турбобура

Турбобур - гидравлический двигатель, который предназначен для привода в действие долота, разрушающего породу на забое скважин.

Технологические условия бурения определяют требования,
предъявляемые к турбобуру:

1 Ограниченные радиальные размеры турбин. Турбобур размещается в скважинах диаметром 100¸200мм.

2 Большие крутящие моменты. Для разрушения пород требуется
2000-4000 нм.

1 Ограниченное число оборотов турбины. Долото эффективно работает при числах оборотов не более 500-700 в мин.

4 Возможность работы при подаче абразивной жидкости. К турбобуру подается буровой раствор.

5 Работа турбин происходит при переменных нагрузках.

Наиболее распространенная схема турбобура – это многоступенчатая осевая турбина (до 350 ступеней).

 

Рассмотрим одну ступень турбобура (рисунок 7.7)

 

Рисунок 7.7

Одна ступень турбобура (рисунок 7.7) состоит из двух лопаточных
систем - статора (неподвижная часть) и ротора, вращающегося вместе с
валом. Основные размеры ступени D - средний диаметр турбины, - длина
лопатки по радиусу.

Так как турбины турбобуров осевые, то, если рассечь ступень
цилиндрической поверхностью радиусом относительно оси турбины
по лопаткам и развернуть сечение на плоскость, получается плоская
прямая решетка профилей, как показано на рисунке 7.8.

Рисунок 7.8

 

Решетка состоит из z - профилей по числу лопаток. Каждый профиль имеет среднюю линию, происходящую через центры вписанных в профиль окружностей и хорду , соединяющую крайние точки профиля по вогнутой стороне.

Линия, соединяющая одинаковые точки профилей на входе и выходе потока, называется фронтом решетки (ось решетки). Расстояние по фронту между соответствующими точками соседних профилей называется шагом решетки (z - число профилей, - радиус по фронту - радиус развернутой цилиндрической поверхности). Расстояние по нормали между фронтами (осевая высота профиля) носит название «ширина решетки S». Если обозначить элементы статора индексом «С», а ротора - «Р», то ширина профилей ступени турбины турбобура равна

где - осевой зазор после статора «С» и ротора «Р».

Углы профиля - это углы между касательными к средней линии и фронтом решетки; они обозначаются , для ротора и , - для статора.

Движение жидкости в каналах турбин

Представим себе, что на среднем диаметре D имеется струйка потока, скорости которой осреднены во времени и пространстве, струйка обтекает лопатки… Из параллелограммов скоростей (рисунок 8.8), построенных на решетках профилей… В роторе поток оказывает воздействие на лопатки и приобретает относительное движение со скоростью

Рисунок 7.10.

Число оборотов ротора турбины

Параллелограммы скоростей на входе и выходе из ротора имеют общие скорости U и Cz .

Совмещенные треугольники скоростей называются полигоном скоростей. Для безударного режима полигон имеет вид, показанный на рисунке 8.11.

Рисунок 7.11

Из полигона видно, что окружная скорость равна

U6 зависит от формы лопаток. Выразим окружную скорость через число оборотов:

Следовательно, число оборотов ротора турбины равно

или, учитывая, что - число оборотов турбины при безударном режиме, составит

т.е. число оборотов турбины зависит от количества перекачиваемой жидкости через турбину в единицу времени , от ее размеров D,и от конструктивных углов , ,

Определение вращающего момента турбины

По струйной теории Эйлера момент на лопатках гидромашины равен

Рисунок 7.12

 

.

.

Тогда вращающий момент равен

.

Если турбина не нагружена, т.е. ее вал вращается вхолостую, то окружная скорость

, а момент равен нулю:

 

Таким образом, вращающий момент равен

 

,

 

или, выражая окружную скорость через число оборотов, имеем

 

,

т.к. при n=0 , то

Графическая зависимость вращающего момента от числа оборотов
показана на рисунке 8.13.

Рисунок 7.13

 

Коэффициенты турбинных решеток

Каждой решетке соответствует своя форма полигона скоростей, а серии решеток - семейство подобных полигонов. Каждая форма решетки будет обеспечивать определенные параметры работы… Варьируя углами наклона абсолютных и относительных скоростей при безударном режиме можно изменять как угодно форму…

А б

Рисунок 7.14

 

На рисунке 8.14 видно, что рост коэффициента расхода сопровождается увеличением углов наклона профилей и наклона средне квадратных скоростей и

Для турбин турбобуров коэффициент расхода принимается равным 0,7¸ 1,3.

По коэффициенту расхода все решетки делят на следующие:

< 1 – малолитражные, или высокоскоростные;

> 1 – многолитражные, или низкоскоростные.

Рассмотрим отношение , обозначив его - коэффициент циркуляции.

Коэффициент циркуляции представляет собой отношение нижнего основания полигона к верхнему (рисунок 7.15).

Рисунок7.15

а окружная скорость , то коэффициент циркуляции

.

Мощность, снимаемая с вала турбины, равна N = М, поэтому коэффициент циркуляции как бы дает характеристику мощности турбины при безударном режиме, а именно: если коэффициент циркуляции высокий, то мощность создается главным образом за счет момента М, а если низкий, то мощность создается за счет больших скоростей вращения .

В зависимости от величины коэффициента циркуляции турбины бывают: нормальные, высокоциркулятивные >1 и низкоциркулятивные <1. В турбобурах применяются главным образом нормальные турбины.

Коэффициент циркуляции также можно выразить через конструктивные углы:

Коэффициенты активности и реактивности - это отношение проекций средневекторных абсолютной и относительной скорости к окружной скорости вращения турбины при безударном режиме:

Эти коэффициенты характеризуют разнообразие потока в статоре и роторе.

Величину можно найти по заданным углам профиля:

Принято называть решетки турбин при >0,5 активными, а при <0,5 - реактивными.

Если = 1, то это чисто активная турбина, а при = 0 - чисто реактивная.

Предположим, что турбина имеет = 0,5.

Ее полигон скоростей симметричный и профили лопаток статора являются зеркальным отображением профиля лопаток ротора:

 

Следовательно, С₁ = W₂ , С₂ – W₁.

Это означает, что жидкость движется в статоре и роторе с равными скоростями и, следовательно, износ лопаток одинаков и перепад давления в статоре равен перепаду давления в роторе:

р - перепад давления в ступени турбины.

При >0,5 - турбина активная. С увеличением коэффициента активности гидромеханические нагрузки (скорости и перепады давления) в статоре увеличиваются. При =1 весь перепад давления срабатывается в статоре (перепад давления в роторе активной турбины отсутствует ).

В реактивных турбинах гидромеханическая нагрузка больше в роторе. Т.к. осевая сила за счет гидромеханической нагрузки в турбинах направлена в противоположную сторону действия осевых нагрузок при бурении скважин, то это создает более благоприятные условия работы опорной пяты турбобура.

Чисто реактивные турбины = 0 не имеют практического применения.

С увеличением коэффициента активности возрастает и коэффициент циркуляции (увеличивается основание полигона), лопатки статора становятся более пологими, а у ротора более изогнутыми. В турбобурах применяются преимущественно турбины нормальной циркуляции (= 7), симметричные (=0,5).

 

Перепад давления в турбине турбобура

M1 и М2 будут находиться на одном уровне, то по уравнению Бернулли получим

Рисунок 7.16

 

Рисунок 7.17

При сопоставлении линий давления на рисунке 7.17 следует отметить, что в высокоциркулятивных турбинах на холостом режиме (п® п_тах) перепад давления возрастает, а в низкоциркулятивных перепад давления растет со снижением числа оборотов (повышением нагрузки на валу). В обоих случаях буровой насос должен иметь запас мощности при отклонении режима работы от оптимального. Турбины нормальной циркуляции (= 1) не требуют такого запаса.

Мощность и КПД турбин турбобура

Баланс мощности следующий: Мощность потока жидкости составляет - подача насоса, м3/с.

Рисунок 7.18

 

Эффективная мощность на валу турбин зависит от нагрузки и составляет

где М-момент на валу, нм;

n- число оборотов, I/с.

Анализируя эффективную мощность в зависимости от нагрузки и

числа оборотов вала, получаем: при п=0 эффективная мощность ; при отсутствии нагрузки на валу М=0, число оборотов п_тах , а мощность .

Для определения максимума эффективной мощности представим
эффективную мощность в следующем виде:

 

тогда,

.

Полученному значению соответствует максимальная мощность.

Рисунок 7.19

Графическая зависимость (рисунок 7.19) представляет собой параболу, максимум которой сдвинут от начала координат на расстояние по оси абсцисс. Для большинства турбин турбобуров =.

Рассмотрим потери мощности в турбинах. Их можно разделить:

1) на потери, связанные с различными гидравлическими явлениями, т.е. потери на гидравлические сопротивления, утечки, дисковое трение, которое можно определить при безударном режиме; они сохраняются при всех режимах работы турбин, но легче выявляются при безударном режиме и оцениваются в долях от максимальной эффективной мощности (примерно 0,2¸0,4 N_{эф max});

2) потери, связанные с отклонением режима работы турбин от безударного, когда создается несоответствие углов профиля лопаток и углов, определяющих течение тока.

Эти потери называются потерями на удар.

На основе опытных данных их можно определить по формуле

- коэффициент потерь, который имеет различное значение при
отклонении окружных скоростей от безударного режима:

;

- окружные скорости при любых режимах работы и при
безударном режиме.

Выполним некоторые преобразования в формуле потери
мощности на удар:

 

вместо

 

Тогда

Формула мощности на удар принимает вид:

Графическое представление о балансе мощности для турбин дает
рисунок 7.20.

Рисунок 7.20

Следует иметь в виду, что вид кривых будет зависеть от коэффициентов решетки.
Коэффициент полезного действия турбин - это отношение эффективной мощности на валу к гидравлической мощности, подводимой с потоком к турбине:

В кривых КПД также будет зависеть от коэффициентов решетки профилей и графически представлять параболическую зависимость от числа оборотов (рисунок 8-21).

 

 

Рисунок 7.21

 

Комплексная рабочая характеристика турбины турбобура

Характеристика турбин турбобура графически может быть представлена линиями вращающего момента, эффективной мощности, перепада давления и КПД в зависимости от числа оборотов вала турбин при постоянном расходе жидкости.

При испытании на стенде зависимости перепада давления и момента от числа оборотов получаются непосредственным замером показаний приборов давления, установленных на входе и выходе из турбин, замером силы оборотов по тахометру, расхода жидкости по расходомеру (подача насоса), момент замеряется с помощью устройств, обеспечивающих передачу усилия на весы. Например, на валу турбин устанавливается тормоз с рычагом, оказывающим давление на площадку весов.

Зависимости эффективной мощности и КПД от числа оборотов получаются в результате расчетов.

Стендовая характеристика турбин показана на рисунке 7.22.

Рисунок 7.22

Наиболее важными при работе турбин являются следующие режимы: режим тормозной, соответствующий остановке турбины (п=0) при больших нагрузках на валу (М=М_тах); режим работы турбины при п = п_ЭКСТР , когда мощность турбины достигает максимального значения , называют экстремальным; режим работы турбины при КПД - оптимальный. Оптимальный режим располагается между экстремальным и безударным, но для турбин нормальной циркуляции = 1 все три режима совпадают . Снижение нагрузки на валу турбин ведет к увеличению числа оборотов и, когда нагрузка полностью отсутствует, наступает режим холостого хода ().

 

Подобие гидравлических турбин

1) геометрическое подобие - пропорциональность линейных размеров, шероховатостей модели и натуры и равенство сходственных углов входных и выходных… 2) кинематическое подобие, т.е. подобие полей скоростей (полигонов) в… 3) динамическое подобие, т.е. пропорциональность сил, действующих на сходственные элементы модели и натуры.

КОМПРЕССОРЫ

Классификация компрессоров

Машины, с помощью которых происходят сжатие и перемещение
газов из пространства с низким давлением в область более высокого
давления, называются компрессорами.

Компрессоры, так же как и насосы, делятся на объемные и
динамические. В объемных машинах, поршневых или ротационных,
процесс характеризуется периодичностью - всасывание, сжатие и
нагнетание.

К динамическим компрессорам относятся лопастные машины (центробежные и осевые). В них процессы сжатия и нагнетания происходят непрерывно при движении в межлопаточных каналах.

Компрессорные машины называются по их назначению и области давления нагнетания.

1 Вакуум-насосы - компрессорные машины, которые отсасывают газ из
пространства с давлением ниже атмосферного и, сжимая его, перемещают
в область с атмосферным давлением и выше.

2 Газодувки и нагнетатели служат для сжатия газов до 0,2¸0,3 МПа.

3 Компрессоры низкого давления нагнетают при давлениях 0,3¸1,0 МПа,
среднего давления 1,0¸10,0 МПа и высокого давления 10,0¸300,0 МПа.

4 Вентиляторы перемещают газ при постоянном давлении (0,1-0,115 МПа). По подаче компрессоры делятся на малые - до 10 м³ /мин, средние -от 10 до 100 м³ /мин и крупные с подачей свыше 100 м³ /мин.

Поршневые компрессоры применяются в широком диапазоне
изменения давлений (0,1¸300,0 МПа), а подача их не превышает

500 м³/мин, т.е. по подаче они относятся к разряду малых средних машин.
Центробежные и осевые компрессоры - турбокомпрессоры
эффективно применять при больших подачах (свыше 50 и до 45000 м³/мин),
но давление нагнетания у них не более 2,0 МПа.

 

Применение компрессоров в нефтегазовой промышленности

В бурении в системе пневмопривода буровой установки широкое применение получили двухступенчатые компрессоры КСМ-5, КМ-3, ВУ­З/8. Они создают давления до 0,8-0,9 МПа и подачу 3-5 м³/мин.

Одним из способов освоения скважин, т.е. снижения гидростатического давления столба промывочной жидкости, находящейся в скважине, является компрессорный. Для этой цели используется передвижная установка четырехступенчатого вертикального поршневого компрессора УКП-80, создающего давление 8,0 МПа и подачу 8 м³/мин.

В нефтегазовых промыслах компрессорные станции имеют различные назначения: газлифтные компрессорные станции (КС), КС промысловых газобензиновых заводов, КС высокого давления для нагнетания газов в пласт, КС для транспорта газа на далекие расстояния.

 

Основные рабочие параметры компрессоров

Все эти параметры находятся в зависимости от физического состояния газа и его термодинамических показателей, а именно: абсолютной температуры T=t… Эти параметры для идеального газа связывают уравнение Клайперона - Менделеева… или

Поршневые компрессоры, их классификация

Поршневые компрессоры классифицируются по следующим принципам их конструктивного исполнения:

1 По расположению осей компрессоры бывают горизонтальные,
вертикальные, угловые, оппозитные.

2 По числу рядов цилиндров - однорядные и многорядные.

3 По соединению поршневой группы с коленчатым валом: крейцкопфные
и безкрейцкопфные, шатун которых присоединен к поршню при помощи

плавающего пальца.

4 По приводу - приводные, газомотокомпрессоры, дизелькомпрессоры со
свободными поршнями.

5 По виду охлаждения - с водяным и с воздушным охлаждением.

6 По виду рабочего агента - воздушные, газовые.

 

Работа, совершаемая поршнем за один цикл.

Работа, совершаемая поршнем, равна площади индикаторной диаграммы. Эта площадь равна S_obcd + S_btec - S_aeto.

Работа, совершаемая поршнем S = S_вc + S_cж – S_выт , S_выт=p_HV_Нl -
площадь abcd - работа на вытеснение, S_ec = -p_eV - площадь aeto - работа на
всасывание (рисунок 8.1).

Рисунок 8.1

Найдем работу на изотермическое сжатие. Изотермическое сжатие:

,

,

,

.

Таким образом, полная работа при изотермическом сжатии

 

Чтобы осуществить изотермическое сжатие, надо отвести все тепло, выделяемое в процессе сжатия. В компрессоре циклы работы повторяются с большой частотой, поэтому полный отвод тепла осуществить невозможно, частичный же отвод тепла происходит за счет охлаждения стенок цилиндра. В этом случае в процессе сжатия происходит изменение температуры газа, линия сжатия поднимается еc' поднимается круче, чем линия изотермы еc, и представляет собой политропу с показателем п > 1.
Эта политропа описывается уравнением

.

Площадь диаграммы ес 'da соответствует работе политропического цикла компрессора.

Определим работу поршня за один цикл при политропическом сжатии газа:

 

Для адиабатического процесса по аналогии имеем:

Действительная индикаторная диаграмма (которая выражает действительную работу) значительно отличается от теоретической, рассмотренной выше.

Когда заканчивается процесс вытеснения, не весь объем выталкивается из рабочей камеры, часть газа остается в выемках каналов и зазоре между поршнями и верхней крышкой цилиндра. Этот объем называется вредным пространством. Объем газа в рабочей камере складывается из объема, действительно подаваемого после сжатия и объема газа во вредном пространстве

Работа, затраченная на сжатие газа в рабочей камере:

Обычно с некоторым приближением принимают (рисунки 9.2,а, 9.26):

при этом

Рисунок 8.2 - Теоретическая диаграмма с вредным пространством

 

 

и - потери давления.

Рисунок 8.3 - Действительная диаграмма с вредным пространством.

 

Производительность и подача поршневого компрессора

компрессор. Производительность является геометрической характеристикой компрессора и определяется по формуле

Многоступенчатое сжатие

Одноступенчатый компрессор может сжимать давления 5-7 атм.

Сущность применения многоступенчатого сжатия состоит в том, что
в каждой ступени газ сжимают до небольшой величины, затем
охлаждают и подают на следующую ступень.

Преимущества многоступенчатых компрессоров следующие:

1 Выигрыш в затрате энергии на сжатие.

2 Ограничение температуры конца сжатия.

3 Более высокий коэффициент подачи.

4Рассмотрим индикаторную диаграмму двухступенчатого сжатия с полным промежуточным охлаждением, предполагая, что процесс сжатия происходит по адиабате (рисунок 8.4).

Рисунок 8.4

р - давление после первой ступени (перед второй ступенью)

Суммарная работа в двух ступенях будет

 

Так как промежуточное охлаждение полное, т.е. , то

тогда

Чтобы определить, при каком значении р адиабатическая работа будет наименьшей, возьмем первую производную S_aд no p и приравняем к нулю:

 

;

;

;

;

;

.

 

Это есть условия наивыгоднейшего давления p.

Таким образом, степени сжатия в двухступенчатом компрессоре должны быть одинаковым

;

 

.

Для z ступеней:

.

 

Увеличение числа ступеней ведет к приближению процессов сжатия к изотермическому сжатию (при котором работа на сжатие газа минимальная). Однако большое число ступеней приводит к усложнению конструкции компрессора, увеличению потерь в клапанах и системах охлаждения (холодильниках) между ступенями. Вопрос выбора оптимального числа ступеней сжатия в компрессоре решается не только по затраченной энергии, но и с учетом затрат на изготовление компрессора, регулярности его работы и амортизационному сроку службы.

В практике компрессоростроения встречаются, различные соотношения между числом ступеней и конечным давлением, представленые в таблице8.1.

Таблица 8.1

Число ступеней
Давления нагнетания, МПа	до 0,7	0,5¸3,0	1,3¸15,0	3,5¸40	15¸100	20¸100	45¸110

 

Мощность и КПД поршневого компрессора

  . где Vв - объем газа при начальном давлении рв;

Ротационные компрессоры

Компрессоры с вращающимся вытеснителем принято называть
ротационными.

Рабочие части таких компрессоров состоят из неподвижного
корпуса, вращающегося ротора с замкнутыми камерами и вытеснителями
различной формы.

По своему устройству ротационные компрессоры можно разделить на следующие группы: пластинчатые, жидкостно-кольцевые, двухмоторные, включая винтовые.

Ротационные компрессоры относятся к объемным гидромашинам. Их преимуществами по сравнению с поршневыми компрессорами являются равномерность подачи, компактность и простота конструкции, отсутствие рабочих клапанов, динамическая уравновешенность и возможность непосредственного привода от высокоскоростных двигателей.

 

Пластинчатый ротационный компрессор

1-корпус; 2-ротор; 3-пластины; 4 – всасывающий клапан; 5 – напорный патрубок; 6 – направление. Рисунок 8.5 Теоретическая подача насоса ; ; .

Рисунок 8.6

Жидкостно – кольцевые (рис.8.6) являются разновидностью ротационно - пластинчатых компрессоров. В этом случае при вращении эксцентрично размещенного в корпусе 2 рабочего колеса (ротора) с лопатками 1 и подаче жидкости образуется жидкостное кольцо 5.

Подобно ротационно – пластинчатым машинам в жидкостно – кольцевом компрессоре сжатие газа, поступающего в компрессор из патрубка 3, осуществляется в отсеках а, образуемых поверхностями жидкостного кольца и ротора, расположенного по отношению к корпусу 2 с эксцентреситетом е, и ограниченных лопатками рабочего колеса. В зоне всасывания происходит увеличение объема отсеков и заполнение их газом, в зоне нагнетания – уменьшение объема отсеков, сжатие газа и выхлоп в нагнетательный патрубок 4.

Количество жидкости в компрессорах должно быть достаточным для исключения зазора между цилиндрической частью ротора и жидкостным кольцом в промежуточной зоне 6. Лопатки ротора не касаются цилиндра компрессора, в результате чего исключается значительная доля потерь на механическое трение и износ лопаток. В этом и заключается смысл применения в компрессоре жидкости, которая служит также для уплотнения зазоров, охлаждает газ и осуществляет смазку трущихся деталей.

Теоретическая подача жидкостно-кольцевого компрессора определяется по формуле

где R₁ и R₂ - радиусы основания и конца лопаток; L - ширина лопаток; а - минимальная величина погружения лопатки в жидкостное кольцо; - коэффициент, учитывающий влияние объема лопатки; п - число оборотов.

Действительная подача

где - коэффициент подачи, достигает значений = 0.95 .

Двухроторные и винтовые компрессоры по устройству аналогичны шестеренным и винтовым насосам, но имеют конструктивные особенности, связанные с тем, что перекачиваемая среда относится к сильносжимаемым жидкостям.

 

Лопастные компрессоры

Если перемещение в рабочем колесе происходит радиально под действием центробежных сил, то такие лопастные компрессоры называются центробежными, при… Все лопастные компрессоры можно разделить на три вида по их устройству и… 1 Вентиляторы - машины, в которых плотность газа при перемещении почти не меняется и ее при расчетах принимают…

Подача лопастных компрессоров

Движение газа в рабочем колесе лопастного компрессора в соответствии с теорией Эйлера принимается так же, как в лопастных насосах (рисунок 9.7).

Окружные скорости на входе в межлопаточные каналы и выходе из них:

и

где D₁ и D₂ – на входе и выходе, n – число оборотов в секунду.

 

Рисунок 8.7

Обозначение скоростей и углов те же, что было принято для
насосов.

Формы лопаток принимаются исходя из условия ₂=20¸50°.

Объемная подача рабочего колеса задается для нормальных
условий:

где М - массовая подача (кг/с), R - газовая постоянная (Дж/кг К), Т=273К, р_о=10×10⁵Па.

По размерам рабочего колеса подача равна:

где b₁ и b₂ - ширина лопаток (каналов),

k₁ и k₂ - коэффициент, учитывающий толщину лопаток,

F_l и F₂ -площади сечения каналов,

и - коэффициенты заполнения каналов активным потоком.

Из условия уравнения неразрывности массовый расход через каналы составит

 

 

где р₁ и р₂ - плотность газа.

При работе лопастных компрессоров важным фактором является предел скорости движения газа, который характеризуется критерием Маха:

где а - скорость звука в газе, для идеального газа

 

 

- показатель адиабаты.

При М_х < 1 газ ведет себя в соответствии с теми же законами, что и несжимаемая жидкость. При М_х > 1 появляются скачки уплотнители, отрыв потока от стенок канала, эти явления сопровождаются большими потерями энергии.

Существуют ограничения скоростей вращения рабочих колес: окружная скорость на выходе не должна превышать 300-500 м/с. При этом современные лопастные компрессоры имеют число оборотов до 1600 об/мин.

Наиболее опасным сечением является входное сечение на лопатке рабочего колеса, здесь относительная скорость достигает своего максимума, т.к. дальше по течению газ сжимается, его температура увеличивается, а следовательно, растет и скорость звука.

Подача компрессора принимает предельное значение, когда максимальная относительная скорость становится равной скорости звука:

,

а именно

 

.

 

Мощность и КПД лопастных насосов

(9.1) Политропическая мощность:  

Рабочая характеристика лопастных компрессоров

Рабочая характеристика лопастного компрессора - это график зависимости конечного давления , мощности на валу машины N и КПД от объемной

подачи в условиях всасывания .

Рабочая характеристика компрессора снижается при испытаниях в условиях сохранения постоянных параметров газа на входе в компрессор

(Т_в,р_в,_в) и постоянном числе оборотов (п=const) и имеет вид, показанный на рисунке9.8

Рисунок 8.8

Кривая имеет, максимум в точке К. Такой вид характеристики соответствует рабочим колесам, применяемым в центробежных компрессорах. Осевые компрессоры обладают характеристикой с еще более ярко выраженным максимумом.

Правая ветвь кривой от точки К является ветвью

устойчивой работы машины , когда >. Левая ветвь,

которая обозначена на рисунке 8.7 пунктиром, находится в области

неустойчивой работы - эта зона называется зоной помпажа.

Явление помпажа возникает, когда при малых подачах<давление, создаваемое машиной, меньше, чем в трубопроводе (емкости) за компрессором <, и газ стремится двигаться в обратном

направлении (отсос газа в компрессор). После снижения давления в

емкости (трубопроводе), соответствующей нулевой подаче =0, возобновляется подача газа компрессором, но при давлении в точке .

Так как подача, это ведет к увеличению давления в газосборнике и снижению давления подачи до Q_e. Затем это явление повторяется.

Таким образом, при помпаже происходит периодическое колебательное движение газа в направлении к компрессору и в обратном направлении.

Помпаж проявляется в форме вибрации и периодических толчков, которые могут привести машину к аварии, поэтому работа компрессоров при явлениях помпажа недопустима. Так, компрессоры снабжаются различными устройствами (обратный клапан, перепускной клапан и др.) для предотвращения явления помпажа.

Параллельная и последовательная работа лопастных компрессоров

Режим работы каждого компрессора будет определяться давлением точке слияния потоков () и потерями в трактах каждого компрессора . Степени повышения… При этом коэффициенты потерь является функциями геометрических размеров тракта и расхода газа через него.

Регулирование лопастных компрессоров

1) дросселирование газа в подводящем и напорном трубопроводе; 2) изменение скорости вращения вала машины; 3) изменение направления потока газа поворотом лопаток на подводящих и отводящих газ из рабочего колеса устройствах; …

Рисунок 8.9 Рисунок 8.10

При дросселировании на всасывании (рисунок 8.10) происходит сдвиг режима с точки К влево вниз, что уменьшает ветвь неустойчивой части характеристики (А₁, А₂, А₃- рабочие точки).

Регулирование изменением числа оборотов представлено на рисунке 8.11. Увеличение числа оборотов ограничено зоной помпажа, которая растет с увеличением п.При регулировании поворотом направляющих лопаток на входе изменяется характеристика машин, т.к. происходит закручивание потока, соответственно изменяется удельная работа (рисунок 8.11)

 

Рисунок 8.11 Рисунок 8.12

Наиболее экономичным способом является способ регулирования изменением скорости вращения колеса, но его удобно применять, если привод компрессора от паровых или газовых турбин, регулируемых электродвигателей либо при наличии гидромуфт и вариаторов скоростей.

 

Особенности эксплуатации лопастных компрессоров

Существенными недостатками турбокомпрессоров являются: невозможность работать на малых подачах из-за наличия зоны неустойчивой работы на рабочей… Система масло снабжения лопастных компрессоров обеспечивает подачу масла к… При большой степени повышения давления в многоступенчатых компрессорах необходимо охлаждение, так как температура газа…

Список литературы

 

1. Абдурашитов С.А. Насосы и компрессоры. – М.: Недра, 1974.

2. Балденко Д.Ф., Балденко Ф.Д., Гноевых А.Н. Одновинтовые гидравлические машины. – М «ООО ИРЦ Газпром», 2005 г.

3. Башта Т.М., Руднев С.С.., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. Учебник – М.: Машиностроение, 1982 г.

4. Блох К.Н. Компрессоры: Современное применение. – Техносера, 2011 г.

5. Виршубский И.М. Вихревые компрессоры. -Л: Машиностроение,1988г.

6. Касьянов В.И. Гидромашины и компрессоры. – М.: Недра, 1981 г.

7. Ларченко Т.Н., Брот Р.А. Лопастные насосы. – Уфа, 1977 г.

8. Ларченко Т.Н., Брот Р.А. Объемные гидромашины и гидроприводы. – Уфа, 1980 г.

9. Ларченко Т.Н. Турбины и турбопередачи. – Уфа, 1978 г.

10. Молчанов А.Г.Объемный гидропривод нефтепромысловых машин и механизмов. -М.:Недра,1989г.

11. Наземцев А.С. Пневматические и гидравлические приводы и системы. Учебное пособие.- М.: Форум, 2007г.

12. Поспелов Л.П. Гидравлика и основы гидропривода. Учебник.- М.: Недра, 1989 г.

13. Сакун И.А. Винтовые компрессоры.- Л.: Машиностроение,1970г.

14. Стесин С.П. Гидравлика, гидромашины и гидропневмопривод. Учебное пособие. –М.: Академия,

15. Фотин Б.С., Поршневые компрессоры. Учебное пособие.- Л.: Машиностроение, 1987г.

16. Холин К.М., Никитин О.Ф. Основы идравлики и объемные гидроприводы. Учебник.- М.: Машиностроение,1989г.

17. Шерстюк А.Н. Насосы, вентиляторы и компрессоры. Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1972 г.

 

Учебное издание

 

 

Нурутдинов Р.Г.

 

Гидравлические машины

 

Редуктор Н.В. Исхакова

Бумага офсетная №2. Гарнитура «Таймс».

Печать трафаретная. Усл.печ.л.18. Уч.-изд. л 9,

Заказ