Рис. 31. Насосный узел ВП-8

В фонаре устанавливают следующие детали: подшипники для восприятия осевой нагрузки, гайку для регулировки зазора в насосе, контрреверс и др.

В фонаре также размещают муфту сцепления приводного вала с выступающим концом вала электродвигателя.

В рассматриваемой конструкции, предназначенной для насосных установок малой производительности и небольшого напора, с двигателями мощностью до 10 кет установлен шариковый радиально-упорный подшипник с консистентной смазкой.

Для насосных установок с электродвигателем мощностью свыше 10 кет в фонаре вместо подшипников с консистентной смазкой устанавливают подшипники с жидкой смазкой. В этом случае конструкция фонаря приводной части в основном остается без изменений, добавляют лишь масляную ванну.

В установках АТН-10 и АТН-14 конструкция приводной части усложняется вследствие применения подшипников для восприятия больших осевых нагрузок и в связи с этим необходимости оборудования водяного охлаждения масляной ванны, установки контрреверса и т. д.

Оборудование артезианских центробежных насосных установок непогружного типа электродвигателями с цельным валом не оправдывает себя из-за громоздкости конструкции. Более экономичны и в эксплуатационном отношении надежнее установки, оборудованные электродвигателем с полым валом.

Конические одноступенчатые редукторы

Для использования в качестве привода к глубинным центробежным насосам обычных электродвигателей с горизонтальным валом, а также двигателей внутреннего сгорания и тракторов применяют конические одноступенчатые редукторы.

Рис. 32. Приводная часть глубинного насоса, оборудованная электродвигателем с цельным валом

Конический одноступенчатый редуктор для приводной части глубинного насоса имеет специальное исполнение.

Конический одноступенчатый редуктор (рис. 33) конструкции треста Союзшахтоосушение разработан для привода мощностью до 35 кет. Передаточное число 1:1, шестерни редуктора — прямозубые, число зубьев каждой шестерни, модуль. Шестерни изготовляют из кованой легированной стали, термически обработанной до твердости 240—270 НВ.

Рис. 33. Конический одноступенчатый редуктор для двигателя мощностью до 35 кет

Шестерни монтируют в чугунном корпусе. Ведущую шестерню насаживают на консольный вал и закрепляют на нем при помощи шпонки и гайки.

Ведущий вал монтируют на двух сферических роликоподшипниках в обойме.

Весь узел ведущей шестерни собирают отдельно и прикрепляют к картеру шпильками. Регулировка зацепления и необходимое положение ведущей шестерни достигается прокладками между фланцем обоймы и фланцем картера.

Ведомую шестерню монтируют на полом вертикальном валу, нижней опорой которого является однорядный радиальный шарикоподшипник, воспринимающий только радиальные нагрузки, так как его наружное кольцо в осевом направлении не закреплено. Верхняя опора вертикального полого вала состоит из сдвоенного радиально-упорного подшипника. Такая комбинированная опора фиксирует ведомый вал в картере в осевом направлении и воспринимает радиальную и осевую нагрузки.

Верхняя и нижняя опоры полого вала помещены в специальных корпусах и при помощи фланцев прикреплены на шпильках к картеру.

Встроенный контрреверс 8 исключает возможность обратного вращения приводного вала, при котором может произойти развинчивание его звеньев.

Муфта контрреверса соединена с втулкой пустотелого вала штифтами 9, при помощи которых ведущему валу редуктора передается крутящий момент от ведомого вала.

Через отверстие в муфте пропущен приводной вал насоса. Муфта и вал соединены между собой шпонкой.

Уровень масла в редукторе должен быть таким, чтобы погружались нижние зубья ведущей шестрени.

Роликоподшипники ведущего вала смазываются разбрызгиванием.

Нижний шарикоподшипник ведомого вала вращается в масляной ванне.

Смазка верхнего сдвоенного подшипника осуществляется при помощи турбинки через трубку.

Для смазки редукторов применяют индустриальное масло 50СУ (ГОСТ 1707—51).

К. п. д. насосных установок

Отношение полезной мощности к мощности на валу называется механическим коэффициентом полезного действия установки и определяется степенью , совершенства конструкции, качеством изготовления и монтажа установки, а также работой персонала, осуществляющего надзор и ремонт.

Как и в обычных горизонтальных центробежных насосах, к. п. д. крупных установок выше, чем средних и малых.

Сумма потерь, выраженная в процентах потребляемой электродвигателем из сети электроэнергии, складывается из потерь во всех узлах и элементах насосной установки и распределяется следующим образом.

1. Потери для асинхронных электродвигателей без учета потерь в подшипниках, воспринимающих осевую нагрузку) колеблются в пределах 8—13% в зависимости от габарита и конструкции двигателя. Для радиально-упорных шарикоподшипников, воспринимающих осевую нагрузку, потери не превышают 0,5—1%; для упорных подшипников скольжения 3—5%.

2. Потери в колонне напорных труб возникают из-за трения приводного вала в подшипниках и трения потока воды о стенки труб, приводного вала, кронштейнов. Величина этих потерь зависит от диаметра напорных труб, скорости вращения вала и его диаметра. Для крупных насосных установок потери в колонне напорных труб находятся в пределах 4,0—5,5%; для установок АТН-10—12—14%, для АТН-8—16— 18%. В установках с масляной смазкой подшипников приводного вала величина потерь на трение снижается.

Мощность, затрачиваемую на трение приводного вала в направляющих подшипниках насосных установок’ АТН, можно определить по номограмме (рис. 34).

3. Потери во всасывающей сетке обычно не превышают 0,25—0,5% и зависят главным образом от правильного выбора размера и конструкции всасывающей сетки.

4. Потери во всасывающей трубе нормально не превышают 0,25— 0,5%.

5. Основные потери в насосном узле определяют к. п. д. насосной установки. В насосном узле различают гидравлические, механические и объемные потери.

Гидравлические потери зависят в основном от конструкции выбранного рабочего колеса и его направляющего аппарата.

В зависимости от зазоров в насосе в период его работы некоторая часть воды, которой была сообщена энергия, не попадает в следующую ступень насоса. При большом числе ступеней и больших рабочих зазо-pax в насосе, особенно для открытых рабочих колес, величина объемных потерь может быть недопустимо высокой, которая существенно снизит напор, подачу и к. п. д. установки. Например, испытания насоса АТН-12 с десятью рабочими колесами открытого типа показали, что при изменении в насосном узле зазора от 0,4 до 2,33 мм к. п. д. насосного узла меняется от 73 до 55%.

На к. п. д. установки влияет коэффициент быстроходности выбранных рабочих колес. Наиболее высокий к. п. д. наблюдается при ns в пределах 130—250.

При условии высококачественной обработки рабочих колес может быть улучшен к. п. д. насоса на 5—6%.

Потери энергии в насосном узле колеблются в пределах 15—35%, что составляет во многих случаях более половины потерь энергии в насосной установке. Потери в колене приводной части насосной установки не превышают 0,25—0,5%. Потери скоростного напора при выходе воды из напорного трубопровода также не превышают 0,25—0,5%.

Таким образом, потери энергии в насосной установке колеблются в пределах 35—65%.

На величину потерь влияет правильный выбор насоса для данной скважины и способ регулирования подачи насоса.

Насос должен быть подобран с таким расчетом, чтобы он работал при минимальных зазорах, а подача и напор соответствовали наиболее высокому его к. п. д.

К преимуществам насосов с открытыми рабочими колесами следует отнести простоту изготовления и высокую их эксплуатационную надежность при отказке загрязненных вод. Однако при откачке воды из скважин, предназначенных для водоснабжения, понижения уровня напорных вод в известняках и других устойчивых породах, насосы с закрытыми рабочими колесами также обеспечивают необходимую эксплуатационную надежность.

В практике эксплуатации насосов с открытыми рабочими колесами редко подддерживается минимальный зазор, обеспечивающий относительно высокий к. п. д. установки. Во многих случаях щелевые утечки в них существенно снижаютэкономичность работы установки (рис. 35, а).

Во Всесоюзном институте гидромашиностроения проводили экспериментальные работы по определению влияния осевого зазора на напор, расход мощности и к. п. д. насосов. При этом сравнивали основные параметры насосов с открытыми колесами с параметрами насосов с закрытыми колесами.

Из результатов сравнения видно, что во многих случаях рациональнее применять насосные узлы с закрытыми рабочими колесами (рис. 35, б).

Рис. 34. Номограмма для определения мощности, затрачиваемой на трение приводного вала и направляющих подшипников насосных установок АТН

Для установок с открытыми рабочими колесами существенное значение имеет применяемый способ регулировки подачи.

Для глубинных центробежных насосов непогружного типа с открытыми рабочими колесами могут быть применены два способа регулировки: ки: задвижкой, установленной на поверхности у скважин, и увеличением зазоров в насосе при помощи регулировочной гайки.

Например, при зазоре в насосном узле 0,4 мм, напоре 100 м и производительности 182 м3/ч потребляемая мощность составляет 68 кет. Снижая задвижкой производительность установки до 120 м3/ч, потребляемая мощность электродвигателя уменьшается до 64 кет. Если увеличить зазор до 2 мм, то, несмотря на большее увеличение щелевых потерь воды в насосном узле, производительность в 120 м3/ч будет обеспечена при потребляемой мощности 58 л. с. В данном случае при регулировании производительности задвижкой расход электроэнергии почти на 10% выше, чем при увеличении зазора в насосном узле.

Рис. 35. Графики зависимости характеристик насоса от величины зазора в насосном узле:
а — с открытыми рат бочими колесами; б— с закрытыми рабочими колесами

Однако оба эти способа регулирования снижают экономичность установки и не могут быть рекомендованы на длительный период. Если производительность скважины, уровень воды в ней или потребность в воде изменяются настолько, что не соответствуют техническим данным насосной установки для работы ее при максимальном к. п. д., необходимо заменить насосную установку или же изменить ее технические данные.

Рис. 36. График зависимости характеристик насоса от типоразмера рабочего колеса

В зависимости от конкретных условий необходимо увеличить или уменьшить число рабочих колес, поднять насос выше, уменьшив число звеньев колонны нагнетательных труб с приводным валом, или же опустить насос ниже, соответственно увеличив количество звеньев колонны, по возможности изменить число оборотов насоса и т. д. Во всех случаях необходимо заменить электродвигатель.

Следует иметь в виду, что увеличение скорости вращения установок непогружного типа более 1450 об!мин не целесообразно. Опыты, проведенные в этом направлении, не дали удовлетворительных результатов. При скорости вращения 2950 об!мин звенья приводного вала быстро изнашиваются и насосная установка выходит из строя.

Возможность сборки насосов различных характеристик при минимальном числе типоразмеров деталей достигается путем подбора комплектов рабочих колес с разными гидравлическими параметрами для одного и того же направляющего корпуса. Изменяя углы входа и выхода лопаток рабочего колеса, ширину и диаметр колеса, можно получать разные характеристики насосной установки.

На рис. 36 даны характеристики девяти рабочих колес, предназначенных для одного и того же направляющего корпуса для скважины диаметром 300 мм.

Рабочие колеса № 1, 2 и 3, вмещающиеся в один и тот же направляющий корпус, различны по своим размерам, числу лопаток и углам их входа и выхода. Каждый из указанных типов представлен тремя колесами, отличающимися только наружным диаметром: Di=220 мм (сплошная кривая), D2 = 208 мм (пунктирная кривая) и D3=195 м (кривая — пунктир с точкой).

Сопоставление характеристических кривых, приведенных на рис. 36, указывает на возможность изменения производительности насоса от 100 до 180 м31ч путем замены рабочих колес.

Указанное обстоятельство является весьма денным, поскольку в случае уменьшения производительности скважины или, наоборот, для повышения подачи насосной установки нет необходимости заменять установку в целом, а можно ограничиться лишь заменой рабочих колес.

Чтобы повысить к. п. д. установки и продлить срок ее службы для деталей насоса используют бронзу, хромоникелевые и железохромистые сплавы; поверхности деталей покрывают хромом, бакелитом, резиной или эмалью.

Наиболее простым способом повышения срока службы насоса и его к. п. д. является покрытие эмалью внутренних поверхностей его направляющих корпусов.

Благодаря эмалированию насосов размером до 400 мм напор на одну ступень повышается до 0,5 м, а к. п. д. — на 2,5—3%. Для насосов размером свыше 400 мм эмалирование, как правило, не улучшает к.п.д. В насосах размером 450 мм при применении деталей с эмалированными внутренними поверхностями наблюдается снижение напора на 2—4 м и к. п. д. на 3—5%.

При эмалировании детали предварительно подвергают грубой обдирке на металлообрабатывающих станках. Окончательно детали не обрабатывают, так как в процессе подогрева и последующего остывания несколько искажается их форма. На разогретые детали сквозь мелкое сито, закрепленное на вибраторе, посыпают порошкообразную шихту, образующую после расплавления эмалевое покрытие.