Насос согласно Правилам Котлонадзора должен быть рассчитан на производительность не менее 120°/0 максимально-длительной произво­дительности котла. В качестве примерного расчета плунжерного насоса приводится проверочный расчет насоса (фиг. 110,6) передвижного ло­комобиля.

б)

Фиг. 110. Плунжерные питательные насосы локомобилей:

а — стационарного типа СК, б — передвижного типа П.

Расчет насоса сводится к определению: 1) производительности на­

соса; 2) диаметра и хода плунжера; 3) скорости потока воды в щели, в седле клапана и в розетке; 4) усилия на клапан; 5) размеров пру­жины клапана; 6) мощности, получаемой насосом от двигателя.

Необходимо произвести расчет насоса по следующим данным: удель­ный расход пара de = 9,8 кг/л. с.-ч.', номинальная мощность паровой машины Ne = 25 л. с. число оборотов вала машины п — 300 в минуту.

1) Определение производительности насоса. В соот­ветствии с Правилами Котлонадзора производительность насоса опреде­ляется по формуле

Q > 0,0012м3/час, (224)

где de—удельный расход пара в кг/л. c.-ч., отнесенный к эффектив­ной мощности при номинальной нагрузке;

Ne — эффективная мощность паровой машины в л. с. при номи­нальной нагрузке.

Произведя подстановку принятых величин, получим необходимую производительность насоса

Q > 0,0012 - de-Ne = 0,0012.9,8-25 = 0,294 ма/час.

Чтобы иметь некоторый резерв во время работы с перегрузкой, примем для дальнейших расчетов Q == 0,46 мъ/час.

2) Определение диаметра и хода поршня насоса. Для определения размеров насоса используется выражение производитель­ности насоса

Q = 60т]0 ~ Нпт ма/час, (225)

где 7j0 — объемный к. п. д. насоса;

D — диаметр плунжера в м;

Н — ход плунжера в м п — число оборотов вала насоса в минуту;

/га — число рабочих полостей насоса.

В малых насосах (£) < 0,05 м) объемный к. п. д. равен т|0 = = 0,85 — 0,95, а в средних (D = 0,05 ~ 0,15 м) т)0 = 0,90 ~0,97. В плунжерных насосах локомобилей, в которых /га = 1, применяются

. Я - .

следующие отношения хода плунжера к его диаметру: - jj - — 1 ~ 4,

причем меньшие значения относятся к небольшим локомобилям, а ббль - шие — к крупным с конденсацией пара, где питательный и мокро-воздуш­ный насосы имеют общий привод.

Средняя скорость поршня (плунжера) должна иметь значение в пре­делах сср = 0,3 -= 1 м/сек.

Так как в передвижном локомобиле трудно ожидать очень хорошего состояния уплотнений плунжера и притирки клапанов, то примем для расчета т)0 = 0,85. Ввиду небольших размеров локомобиля выберем от­ношение Ц- = 1,25.

Заменив в формуле (225) Н через 1,25D, получим уравнение, по которому определим диаметр плунжера:

Ход плунжера находим по выражению

Н = 1,25£> = 1,25- 0,032 = 0,04 ж ■х. 40 мм.

Величину хода поршня проверяем по значению средней скорости поршня, которое получается равным

3) Определение скорости потока воды. Определение ве­личин средних скоростей потока воды (за рабочий ход) в клапанной щели в проходном сечении седла и в розетке, Служащей упором для всасывающего клапана и его пружины.

Для определения средней теоретической скорости потока воды в кла­панной щели используется уравнение расхода воды, протекающей через щель тарельчатого клапана:

Q = 1800|хтсйЛ/ис0 мг(час, (226)

где р—коэфициент расхода воды;

d — диаметр тарелки клапана в м

h — величина подъема клапана в м;

с0 — теоретическая скорость (за рабочий ход) воды в клапанной щели, в м/сек (скорость отнесена к наружной поверхности щели).

Если клапаны однокольцевые (локомобили типа СК), то необходимо учесть проходные сечения с внешней и внутренней стороны кольца.

После преобразования уравнения получаем выражение для опреде­ления скорости потока воды в клапанной щели

UuZdhm М/СеК - (227>

Коэфициент расхода зависит от конструкции клапана, величины его- подъема и изменяется в широких пределах. Увеличение подъема клапана вызывает уменьшение коэфициента р.

Для получения небольших скоростей в щели при малой величине подъема примем в нашем расчете диаметр тарелок обоих клапанов d = = 0,046 м, а среднюю высоту их подъема при средней скорости по­тока воды в щели h = 0,001 м. Значение коэфициента расхода возьмем равным |т = 0,7, тогда теоретическая скорость воды в щели будет равна

= 1о00-0,7-71-0,046-0,ООМ = 2,52 М1СеК•

Средняя за рабочий ход скорость потока воды в проходном сечении седла определяется уравнением

= щЬ М1Сек’ (228)

где /j — площадь проходного сечения седла в ж2.

Площадь проходного сечения седла тарельчатого клапана выражается формулой

1) для тарельчатых клапанов с верхним направлением

/ _ „2. (229)

2) для тарельчатого клапана с нижним направлением

(230)

где йх—диаметр внутренней расточки седла в ж;

8— толщина направляющих ребер клапана в ж; і — число направляющих ребер.

Проходное сечение седла однокольпевого клапана имеет форму кольца. Для нашего расчета имеем

йг == 0,04 ж;

5 = 0,Ы, = 0,1 • 0,04 = 0,004 ж; і = 4,

тогда площадь проходного сечения седла по ’формуле (230) будет равна
ft = j (0,042 — 0,0042) — 4-0,004 °-04~ °’0(П-^
= 0,000956 ж2 = 9,56 см1.

Теперь определяем величину искомой скорости по уравнению (228)

Сх~ 1800• 0,0009оЬ-1 ~ 0,268 м! сек'

Средняя за рабочий ход скорость потока воды в розетке опреде­лится из формулы

= moQfp. m м1сек' (231)

где fp — площадь живого сечения для прохода воды в розетке в ж2. Площадь / находится по уравнению

/р = І к - dl) - Й JlLzh. M4t (232)

где dH и de—наружный и внутренний диаметры сечения для прохода воды в ж;

і—число ребер в розетке;

8 — толщина ребер в ж.

Для нашего примера имеем dH = 0,046 м', de — 0,022 ж; 8 =0,010 ж; і — 4.

После подстановки получим

fp = ~ (0,0462 — 0,0222) — 4 • 0,01 0046 = 0,0008 ж2,

4) Определение усилия на клапан. Определение полного усилия на клапан производится по формулам:

а) для тарельчатых клапанов с верхним направлением

р=т/’Ы'+Ш1кг:

б) для тарельчатых клапанов с нижним направлением

„2

кг,

где х и иг — опытные коэфициенты, зависящие от конструкции клапана; у — вес единицы объема жидкости в кг/м3; g—ускорение свободного падения в м/сек*.

На основании опытных данных в формулу (233) можно ставить сле­дующие значения и х: при широкой опорной поверхности pj = 0,6, при узкой = 0,62 и при ^=(0,14-0,25)^ м

х = 2,5 + 19 Ь' -°-Ы<, (235)

“і

где Ьг — ширина опорной поверхности клапана в м.

Для подстановки в формулу (234) величины х и jXj берутся на Ю°/0 меньшими, чем для формулы (233).

Для нашего примера необходимо пользоваться формулой (234) и подставлять в нее следующие величины:

Ьг = 0,5 (d — d,) = 0,5 (0,046 — 0,04) = 0,003 ж;

16 Гарькуша и Юшии^ бї9

Определим необходимое усилие пружины, которое будет равно раз­ности полного усилия на клапан и веса клапана в воде.

Если вес клапана GHt — 0,16 кг и удельный вес материала клапана (бронзы) =8,8 кгдм3, то вес клапана в воде найдем по уравнению

<236)

После подстановки имеем

°- = 0’16^^0’14 К2'

Необходимое усилие пружины при поднятом клапане будет />! = /> — G'K= 0,86 — 0,14 = 0,72 кг.

5) Определение размеров пружины клапана. В соот­ветствии с чертежом фиг. 110, б для расчета пружины приняты диаметр проволоки (стальной) гіло = 0,15 см; средний диаметр пружины Dnp — = 1,8 см', предварительная затяжка пружины /0 = 0,85/, где / см — полная деформация пружины при подъеме клапана на h см; модуль упругости при сдвиге для стали G = 8-105 кг/сж2. Напряжение сдвига в пружине при нагружении ее силой Pt найдем, используя уравнение (218):

Так как прогиб пружины от поднятия клапана, равный Д/=й = = 0,1 см, представляет ссбой разность полной деформации и деформа­ции от предварительной затяжки, т. е. h=f—/0, то величину f нахо­дим из соотношения

0, 1 =/ — 0,85/ = /(1 - 0,85) см,

откуда

Число рабочих витков пружины находим по формуле (222)

Упор, ограничивающий подъем клапана, должен обеспечивать в мо­менты, когда скорость плунжера получает максимальное значение, ве­личину подъема клапана, равную АШах= 1.57 h.

6) Определение мощности, получаемой насосом от двигателя. Величина этой мощности определяется по формуле

где Нм — манометрический, т. е. полный полезный напор, развиваемый насосом, в м;

т)—полный к. п. д. насоса.

Манометрический напор является суммой напоров, а именно:

= *8Г + *иг + К + 2 Копр мг (238)

где hBC — статический напор во всасывающей трубе в м

Ннг—статический напор в нагнетательной трубе в м;

h0 — вертикальное расстояние между уровнями воды во всасываю­щем и нагнетательном колпаках в м;

2 hconp—потерянный напор во всасывающем и нагнетательном трубо­проводах в м.

Статический напор во всасывающей трубе hBC представляет собой вертикальное расстояние между уровнями, воды в расходном резервуаре (баке) и во всасывающем колпаке. Для локомобилей и небольших паро­силовых установок hBC — 0,5-т-2 м.

Статический напор в нагнетательной трубе hHZ равен сумме напора, соответствующего рабочему давлению пара в котле рк ати, и верти­кального расстояния h'HZ между уровнем воды в нагнетательном колпаке и питательной коробкой котла. Учитывая, что для паросиловых уста­новок обычно Ляг = 0-г-2 м, величину статического напора в нагнета­тельной трубе можно выразить следующим образом:

hHt=lOpK + h, Ht = 10pK + (0 4-2)M. (239)

Для существующих конструкций плунжерных питательных насосов локомобилей и паросиловых установок Л0 = 0,2— 0,5 м (в зависимости от размеров насоса). Так, в питательном насосе локомобиля марки П-25 Ло^0,3 м.

Величина потерянного напора 2 Копр складывается из сопротивле­ний от трения во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, из сопротивлений при входе во всасывающую трубу, приемного и пита­тельного клапанов и из местных сопротивлений фасонных частей трубо­проводов. Все эти сопротивления определяются по формулам ги­дравлики.

Полный к. п. д. насоса учитывает все потери насоса, а именно: потери от утечек и гидравлические и механические потери. Величина полного к. п. д. приводного плунжерного насоса равна г — 0,65 ~ 0,8 (в зависимости от размеров и конструкции насоса).

В насосах для питания паровых котлов большую часть манометри­ческого напора составляет напор, соответствующий рабочему давлению пара в котле. Поэтому влияние потерянного напора при относительно коротком трубопроводе незначительно.

„Для передвижного локомобиля марки П-25 имеем: рк = 13 ати; hBC^ 1,5 м ("установка на подставках): Л«г~0,2 м и Ло^;0,3 м, а ве­личину потерянного напора в предварительном расчете примем равной

2^солр~30 м-

В результате всех подстановок находим по формулам (239) и (238'1 значение манометрического напора, которое составляет

Нм st; 1,5 + 130 + 0,2 + 0,3 + 30 = 162 м.

Это значение мощности соответствует максимальной производитель­ности насоса. При обычной работе локомобиля затрата мощности на питание котла будет в пределах 0,17—0,23 л. с.