Определение и классификация гидравлических машин.

Лекция 1 Определение и классификация гидравлических машин. В химической промышленности важное значение имеет транспортирование жидких или газообразных продуктов по трубопроводам как внутри предприятия между отдельными аппаратами и установками, так и вне его. Движение жидкостей по трубопроводам и через аппараты связано с затратами энергии. При перемещении жидкости по горизонтальным трубопроводам и с низшего уровня на высший применяют насосы. Насосы — гидравлические машины, которые преобразуют механическую энергию двигателя в энергию перемещаемой жидкости, повышая ее давление. Разность давлений жидкости в насосе и трубопроводе обусловливает ее перемещение. Различают насосы двух основных типов: динамические и объемные. В динамических насосах жидкость перемещается при воздействии сил на незамкнутый объем жидкости, который непрерывно сообщается со входом в насос и выходом из него. В объемных насосах жидкость перемещается (вытесняется) при периодическом изменении замкнутого объема жидкости, который периодически сообщается со входом в насос и выходом из него. Динамические насосы по виду сил, действующих на жидкость, подразделяются на лопастные и насосы трения. К лопастным относятся динамические насосы, в которых энергия передается жидкости при обтеканий лопастей вращающегося рабочего колеса (или нескольких колес) насоса. Лопастные насосы, в свою очередь, делятся на центробежные и осевые, причем в центробежных насосах жидкость движется через рабочее колесо от его центра к периферии, а в осевых — в направлении оси колеса. Насосы трения представляют собой динамические насосы, в, которых жидкость перемещается преимущественно под воздействием сил трения. К насосам трения относятся, в частности, вихревые и струйные насосы. Группа объемных насосов включает насосы, в которых жидкость вытесняется из замкнутого пространства телом, движущимся возвратнопоступательно (поршневые, плунжерные, диафрагмовые насосы) или имеющим вращательное движение (шестеренные, пластинчатые, винтовые насосы). Насосы каждой из указанных выше групп различаются по конструктивным признакам. Основные конструкции насосов, применяемые в химической промышленности, будут рассмотрены ниже. Основные параметры насосов Основными параметрами насоса любого типа являются производительность, напор и мощность. Производительность, или подачa, Q (м3/сек) определяется объемом жидкости, подаваемой насосом в нагнетательный трубопровод в единицу времени. Напор Н (м) характеризует удельную энергию, которая сообщается насосом единице веса перекачиваемой жидкости. Этот параметр показывает, насколько возрастает удельная энергия жидкости при прохождении ее через насос, и определяется с помощью уравнения Бернулли. Напор можно представить как высоту, на которую может быть поднят 1 кг перекачиваемой жидкости за счет энергии, сообщаемой ей насосом. Поэтому напор не зависит от удельного веса γ (кгс/м3) или плотности ρ (кг/м3) перёкачиваемой жидкости. Полезная мощность NП, затрачиваемая насосом на сообщение жидкости энергии, равна произведению удельной энергии Н на весовой расход γQ жидкости: NП =γQH=ρgQH (1) Мощность на валу Nе больше полезной мощности в связи с потерями энергии в насосе, которые учитываются коэффициентом полезного действия (к. п. д.) ηн: = П н = (2) н Коэффициент полезного действия ηн характеризует совершенство конструкции и экономичность эксплуатации насоса. Величина ηн отражает относительные потери мощности в самом насосе и выражается произведением ηн = η ηГηМЕХ (3) В выражение (3) входят следующие величины: = / - коэффициент подачи, или объемный к. п. д., представляющий собой отношение действительной производительности насоса Q к теоретической QT (учитывает потери производительности при утечках жидкости через зазоры и сальники насоса, а также вследствие неодновременного перекрытия клапанов и выделения воздуха из перекачиваемой жидкости при давлении ниже атмосферного – во время всасывания); Г - гидравлический к. п. д. — отношение действительного напора насоса к теоретическому (учитывает потери напора при движении жидкости через насос); МЕХ - механический к. п. д., характеризующий потери мощности на механическое трение в насосе (в подшипниках, сальниках и др.). Значение н зависит от конструкций и степени износа насоса и в среднем составляет: для центробежных насосов 0,6—0,7; для поршневых насосов 0,8— 0,9; для наиболее совершенных центробежных насосов большой производительности 0,93—0,95. Мощность, потребляемая двигателем, или номинальная мощность двигателя NДВ, больше мощности на валу вследствие механических потерь в передаче от электродвигателя к насосу и в самом электродвигателе. Эти потери учитываются введением в уравнение (3) к. п. д. передачи ηпер и к. п. д. двигателя ηдв : N П = ДВ = ηпер ηдв ηн ηперηдв Произведение н пер дв представляет собой полный к. п. д. насосной установки который определяется как отношение полезной мощности NП к номинальной мощности двигателя NДВ и характеризует полные потери мощности насосной установкой: = П ДВ = н пер дв (5) Из уравнений (3) и (5) следует, что полный к. п. д. насосной установки может быть выражен произведением пяти величин: = (6) Г мех пер дв Установочная мощность двигателя уст рассчитывается по величине ДВ с учетом возможных перегрузок в момент пуска насоса, возникающих в связи с необходимостью преодоления инерции покоящейся массы жидкости: (7) уст = ДВ Здесь — коэффициент запаса мощности; его значения определяют в зависимости от номинальной мощности двигателя ДВ: Менее 1 1-1,5 5-50 Более 50 ДВ , кВт ……… ……………… 2-1,5 1,5-1,2 1,2-1,15 1,1 Напор насоса. Высота всасывания Напор. Рассмотрим схему насосной установки, представленной на рис.1. Введем обозначения: — давление в емкости 1, из которой насосом 2 засасывается жидкость (назовем ее условно приемной емкостью); — давление в напорной емкости 3; вс - давление во всасывающем патрубке насоса; н — давление в напорном патрубке насоса; Нвс — высота всасывания; Нн — высота нагнетания; НТ - геометрическая высота подачи жидкости; h расстояние по вертикали между уровнями установки манометра М и вакуумметра В. Для определения напора насоса применим уравнение Бернулли. Примем за плоскость сравнения уровень жидкости в приемной емкости (сечение 0-0). Уравнение Бернулли для сечений 0-0 и I-I: + = вс + вс + вс + ℎп.вс. (8) Рис.1. Схема насосной установки: 1 .приемная емкость; 2 — насос; 3 — напорная емкость; М — манометр; В — вакуумметр. Уравнение Бернулли для сечений I’-I’ и II’-II’: вс + + н + н = вс + + Нн + + + п.н (9) В этих уравнениях: ω и ω - скорости жидкости в приемной и напорной емкостях (в сечениях 0-0 и II-II соответственно); ωвс и ωн - скорости жидкости во всасывающем и нагнетательном патрубках насоса; hп.вс и hп.н. - потери напора во всасывающем и нагнетательном трубопроводах. Скорость жидкости пренебрежимо мала по сравнению со скоростью во всасывающем трубопроводе, т. е. сравнительно с вс , и поэтому может быть исключена из уравнения (8). Тогда из этого уравнения удельная энергия Евх жидкости на входе в насос: вх = вс + вс вс + = − п.вс (8a) Аналогично ≪ н ; пренебрегая величиной и учитывая, что вс + + Нн = г - геометрической высоте подъема жидкости, определим по уравнению (9) удельную энергию жидкости на выходе из насоса: вых = вс +ℎ+ н н + = г + + ℎп.н (9а) Вычитая из левой части уравнения (9а) левую часть уравнения (8а), находим напор насоса: = вых − вх н =ℎ+ вс + н вс (10) Уравнение (10) показывает, что напор насоса равен сумме трех слагаемых: высоты подъема жидкости в насосе, разности пьезометрических напоров и разности динамических напоров в нагнетательном и всасывающем патрубках насоса. Обычно нагнетательный и всасывающий патрубки насоса имеют одинаковый диаметр; соответственно вс = н и уравнение (10) упрощается: = ℎ + н вс (11) Уравнения (10) и (11) применяют для расчета напора при проектировании насосов. Для определения напора действующего насоса пользуются показаниями установленных на нем манометра ( м ) и вакуумметра ( в ) . Выразим абсолютные давления н и вс через показания манометра и вакуумметра: н = м+ а вс = а − в причем а — атмосферное давление. Делая подстановку этих выражений в уравнение (11), получим =ℎ+ м в (12) Таким образом, напор действующего насоса может быть определен как сумма показаний манометра и вакуумметра (выраженных в м столба перекачиваемой жидкости) и расстояния по вертикали между точками расположения этих приборов. Если манометр приподнят на значительное расстояние по вертикали от точки присоединения манометрической трубки к линии нагнетения, то надо учитывать, что н = м + а + , так как манометрическая трубка в отличие от трубки вакуумметра заполнена перекачиваемой жидкостью. Иное выражение для напора насоса может быть выведено, если из правой части уравнения (9а) вычесть правую часть уравнения (8а). При этом получим уравнение = г + + (13) п где п = п.н + п.вс - суммарное гидравлическое сопротивление всасывающего и нагнетательного трубопроводов. Согласно уравнению (13), в насосной установке напор насоса затрачивается на перемещение жидкости на геометрическую высоту ее подъема ( г ) , преодоление разности давлений в напорной и приемной емкостях и суммарного гидравлического сопротивления ℎп во всасывающем и нагнетательном трубопроводах. Уравнение (13) используют при подборе насосов для технологически х установок. Если давления в приемной и напорной емкостях одинаковы = , то уравнение напора принимает вид = г+ п (14) При перекачивании Жидкости по горизонтальному трубопроводу ( г = ): = + п (14а) В случае равенства давлений в приемной и напорной емкостях для (горизонтального трубопровода ( = и г = ) напор насоса (14б) г = п Высота всасывания. Всасывание жидкости насосом происходит под действием разности давлений в приемной емкости и на входе в насос вс вс или под действием разности напоров − . Высота всасывания может быть определена из уравнения (8): вс = − вс + вс + ℎп.вс Принимая во внимание, что практически скорость ≈ 0, получим (15) вс = − вс + вс + ℎп.вс (16) Таким образом, высота всасывания насоса увеличивается с возрастанием давления в приемной емкости и уменьшается с увеличением давления вс , скорости жидкости вс и потерь напора ℎп.вс во всасывающем трубопроводе. Если жидкость перекачивается из открытой емкости, то давление равно атмосферному . Давление на входе в насос вс должно быть больше насыщенного пара перекачиваемой жидкости при температуре давления всасывания вс > ,так как в противном случае жидкость в насосе начнет кипеть. При этом в результате интенсивного выделения из жидкости паров и растворенных в ней газов возможен разрыв потока и уменьшение высоты всасывания до нуля, Следовательно вс ≤ а − + вс + ℎп.вс (17) Из уравнения (17) следует, что высота всасывания зависит от атмосферного давления, скорости движения и плотности перекачиваемой жидкости, температуры (и соответственно — давления ее паров) и гидравлического сопротивления всасывающего трубопровода. Лекция 2 Центробежные насосы Принцип действия и типы насосов. В центробежных насосах всасывание и нагнетание жидкости происходит равномерно и непрерывно под действием центробежной силы возникающей при вращении рабочего колеса с лопатками, заключенного в спиралеобразном корпусе. В одноступенчатом центробежном насосе (рис. 2) жидкость из всасывающего трубопровода поступает вдоль оси рабочего колеса 2 в корпус 3 насоса и, попадая на лопатки 4, приобретает вращательное движение. Центробежная сила отбрасывает жидкость в канал переменного сечения между корпусом и рабочим колесом, в котором скорость жидкости уменьшается до значения, равного скорости в нагнетательном трубопроводе 5. При этом, как следует из уравнения Бернулли, происходит преобразование кинетической энергии потока жидкости в статический напор, что обеспечивает повышение давления жидкости. На входе в колесо создается пониженное давление, и жидкость из приемной емкости непрерывно поступает в насос. Рис. 2. Схема центробежного насоса. 1 всасывающий трубопровод; 2 — рабочее колесо; 3 — корпус; 4 — лопатки; 5 - нагнетательный трубопровод. Давление, развиваемое центробежным насосом, зависит от скорости вращения рабочего колеса. Вследствие значительных зазоров между колесом и корпусом насоса разрежение, возникающее при вращении колеса, недостаточно для подъема жидкости по всасывающему трубопроводу, если он и корпус насоса не залиты жидкостью. Поэтому перед пуском центробежный насос заливают перекачиваемой жидкостью. Чтобы жидкость не выливалась из насоса и всасывающего трубопровода при заливке насоса или при кратковременных остановках его, на конце всасывающей трубы, погруженном в жидкость, устанавливают обратный клапан, снабженный сеткой (на рисунке не показан). Основное уравнение центробежных машин Эйлера. В каналах между лопатками рабочего колеса жидкость, двигаясь вдоль лопаток, одновременно совершает вращательное движение вместе с колесом. Определим полный напор, развиваемый рабочим колесом при перекачивании идеальной жидкости. Допустим, что колесо неподвижно, а жидкость движется по каналам между лопатками с той же относительной скоростью, что и во вращающемся колесе. Абсолютные скорости движения жидкости на входе в колесо и на выходе из колеса являются каждая геометрической суммой относительной и окружной скоростей, поэтому их можно разложить (рис. 3) на относительные составляющие и (направленные вдоль лопаток) и окружные составляющие и соответственно (направленные по касательной к окружности вращения). Рис. 3. К выводу основного уравнения центробежных машин. Принимая за плоскость сравнения плоскость рабочего колеса, составим баланс энергии жидкости при прохождении ее через колесо по уравнению Бернулли : При вращении колеса жидкость на выходе приобретает дополнительную энергию А, равную работе центробежной силы на пути длиной . Тогда (18) Если рабочее колесо вращается с угловой скоростью , то центробежная сила С, действующая на частицу жидкости массой , равна = = где G — вес частицы; — текущий радиус вращения частицы. Работа , совершаемая центробежной силой при перемещении этой же частицы на пути − , составляет = = 2 ( − ) Произведение угловой скорости на радиус вращения равно окружной скорости , поэтому = и = Работа выразится уравнением − = 2 Удельная работа, отнесенная к единице веса жидкости, равна удельной энергии, приобретаемой жидкостью в насосе. Поэтому − = 2 Подставляя это выражение в уравнение (18), получим − + = + − 2 2 2 откуда = + (19) В соответствии с уравнением Бернулли напоры жидкости на входе во вращающееся колесо и выходе из него составят: = Теоретический напор колесо и выходе из него: = + + насоса равен разности напоров на входе в − = Подставив выражение для = = − + − из уравнения (19), получим + + (20) Из параллелограммов скоростей на входе в колесо и выходе из него (см. рис, III-4) = + − = + − Тогда уравнение (20) запишется в виде = (21) Уравнение (21) называется основным уравнением центробежных машин и может быть применено к расчету всех центробежных машин, в том числе турбогазодувок, турбокомпрессоров и вентиляторов. Оно верно в том случае, когда все частицы жидкости движутся в насосе по подобным траекториям. Это возможно лишь при условии, что рабочее колесо имеет бесконечно большое число лопаток и сечение канала для прохода жидкости невелико. Обычно жидкость, поступая из всасывающего трубопровода, движется по колесу в радиальном направлении. В этом случае угол между абсолютным значением скорости жидкости на входе в рабочее колесо и окружной скоростью = ° (что соответствует условию безударного ввода жидкости в колесо). Тогда уравнение (21) упрощается: = (22) Действительный напор насоса меньше теоретического, так как часть энергии жидкости расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса и жидкость в нем при конечном числе лопаток не движется по подобным траекториям. Действительный напор составляет = г где г - гидравлический к. п. д. насоса, равный 0,8—0,95; — коэффициент, учитывающий конечное число лопаток в насосе, равный 0,6— 0,8. Законы пропорциональности. Производительность и напор центробежного насоса зависят от числа оборотов рабочего колеса. Из уравнения (23) следует, что производительность насоса прямопропорциональна радиальной составляющей абсолютной скорости на выходе из колеса, т. е. ~ . Если изменить число оборотов насоса от до , что вызовет изменение производительности от до то, при условии сохранения подобия траекторий движения частиц жидкости, параллелограммы скоростей в любых сходственных точках потоков будут геометрически подобны. Соответственно = = = = (24) Согласно уравнению (22), напор центробежного насоса пропорционален квадрату окружной скорости, т.е. = = (25) Мощность, потребляемая насосом, пропорциональна произведению производительности насоса на его напор [см. уравнение (2)]. С учетом зависимостей (24), и (25) получим = (26) Уравнения (24)-(26) носят название законов пропорциональности. В соответствии с этими уравнениями изменение числа оборотов рабочего колеса от до приводит к изменению производительности насоса пропорционально числу оборотов, высоты напора — пропорционально числу оборотов во второй степени, а мощности — пропорциоиально числу оборотов в третьей степени. Лекция №3 Характеристики насосов. Графические зависимости напора Н, мощности на валу Ne и к.п.д. насоса hн от его производительности Q при постоянном числе оборотов n называются характеристиками насоса (рис.6). Эти зависимости получают при испытаниях центробежных насосов, изменяя степень открытия задвижки на нагнетательной линии; они приводятся в каталогах на насосы. С увеличением производительности при n=const напор насоса уменьшается, потребляемая мощность возрастает, а к.п.д. проходит через максимум. Небольшой начальный участок кривой H – Q, где напор слегка возрастает с увеличением производительности, 6 соответствует неустойчивой работе насоса. Насос потребляет наименьшую мощность при закрытой напорной задвижке (при Q = 0). Наиболее благоприятный режим эксплуатации центробежного насоса при данном числе оборотов соответствует максимуму на кривой hн — Q. Снимая характеристики насоса при различных числах оборотов насоса (п1, nit п3, s. . .), получают ряд зависимостей Н—Q (рис.7). На каждой кривой Н—Q выделяют точки, отвечающие некоторому постоянному значению к. п. д., которые соединяют между собой плавной линией. Эти линии ограничивают области, внутри которых к. п. д. насоса имеет значение не меньшее, чем указанное на границе области. Линия р—р соответствует максимальным значениям к. п. д. при данных числах оборотов рабочего колеса. Полученные таким путем графические зависимости между напором, к. п. д. и производиРис.7. Универсальная характеристика центробежного тельностью насоса при различных числах оборотов насоса колеса называют универсальными характеристиками. Пользуясь универсальной характеристикой, можно установить пределы работы насоса (соответствующие максимальному значению к. п. д. ) и выбрать наиболее благоприятный режим его работы. Работа насосов на сеть. При выборе насоса необходимо учитывать характеристику сети, т. е. трубопровода и аппаратов, через которые перекачивается жидкость. Характеристика сети выражает зависимость между расходом жидкости Q и напором Н, необходимым для перемещения жидкости по данной сети. Напор Н может быть определен как сумма геометрической высоты подачи Нг и потерь напора hn . Подставив значение скорости w из уравнения расхода в уравнение Дарси, и обозначая Vсек через Q, получим, что потери напора пропорциональны квадрату расхода жидкости: hп=kQ2 где k – коэффициент пропорциональности. Рис.8. Совмещение характеристик насоса и сети Тогда характеристика сети выразится зависимостью, представляющей собой уравнение параболы: H=Hг+kQ2 Совмещение характеристик сети и насоса показано на рис.8. Точка А пересечения этих характеристик называется рабочей точкой; она отвечает наибольшей производительности насоса при его работе на данную сеть. Если требуется более высокая производительность, то необходимо либо увеличить число оборотов электродвигателя, либо заменить данный насос на насос большей производительности. Увеличение производительности может быть достигнуто также путем уменьшения гидравлического сопротивления сети hп. В этом случае рабочая точка переместится по характеристике насоса вправо. Насос должен быть выбран так, чтобы рабочая точка соответствовала требуемым производительности и напору в области наибольших к. п. д. Совместная работа насосов. На практике иногда применяют параллельное или последовательное соединение насосов, работающих на данную сеть. При параллельном соединении общую характеристику насосов получают сложением абсцисс характеристик каждого из насосов для данного напора. На рис.9а показана характеристика двух одинаковых насосов, работающих параллельно. Совмещение характеристики сети с общей характеристикой насосов показывает, что рабочая точка В в этом случае соответствует производительности Q2 большей, чем производительность одного насоса Q1 (точка А). Однако общая производительность всегда будет меньше суммы производительностей насосов, работающих отдельно друг от друга, что связано с параболической формой характеристики сети. Чем круче эта характеристика, тем меньше приращение производительности. Поэтому параллельное включение насосов используют для увеличения производительности насосной установки, когда характеристика сети является достаточно пологой. Увеличение напора при этом незначительно. При последовательном соединении насосов общую характеристику получают сложением напоров насосов для каждого значения производительности. Рис.9. Совместная работа насосов: а – параллельное соединение; б – последовательное соединение. На рис.9б представлена общая характеристика двух одинаковых насосов, соединенных последовательно. Точка пересечения этой характеристики с характеристикой сети (рабочая точка В) соответствует суммарным напору и производительности (H2 и Q2) последовательно соединенных насосов, работающих на данную сеть. При таком соединении насосов удается значительно увеличить напор, если характеристика сети является достаточно крутой. Лекция №5 Принцип действия и типы насосов. В поршневом насосе (рис.10) всасывание и нагнетание жидкости происходят при возвратно-поступательном движении поршня 1 в цилиндре 2 насоса. При движении поршня вправо в замкнутом пространстве между крышкой 3 цилиндра и поршнем создается разрежение. Под действием разности давлений в приемной емкости и цилиндре жидкость поднимается по всасывающему трубопроводу и поступает в цилиндр через открывающийся при этом всасывающий клапан 4. Нагнетательный клапан 5 при ходе поршня вправо закрыт, так как на Рис.10. Схема горизонтального поршневого насоса него действует сила давления жидкости, простого действия: 1-поршень; 2-цилиндр; 3-крышка цилиндра; 4находящейся в нагнетательном трувсасывающий клапан; 5-нагнетательный клапан; 6кривошипно-шатунный механизм; 7-уплотнительные бопроводе. При ходе поршня влево в кольца. цилиндре возникает давление, под действием которого закрывается клапан 4 и открывается клапан 5. Жидкость через нагнетательный клапан поступает в напорный трубопровод и далее в напорную емкость. Таким образом, всасывание и нагнетание жидкости Рис.11. Схема горизонтального плунжерного насоса простого действия поршневым насосом простого действия происходит неравномерно: всасывание — при движении поршня слева направо, нагнетание—при обратном направлении движения поршня. В данном случае за два хода поршня жидкость один раз всасывается и один раз нагнетается. Поршень насоса приводится в движение кривошипно-шатунным механизмом 6, преобразующим вращательное движение вала в возвратно-поступательное движение поршня. По числу всасываний или нагнетаний, осуществляемых за один оборот кривошипа или за два хода поршня, поршневые насосы делятся на насосы простого и двойного действия. В зависимости от конструкции поршня различают собственно поршневые и плунжерные (скальчатые) насосы. В поршневых насосах основным рабочим органом является поршень 1, снабженный уплотнительными кольцами 7. Плунжер, или скалка, не имеет уплотнительных колец и отличается от поршня значительно большим отношением длины к диаметру. Более равномерной подачей, чем насосы простого действия, обладают поршневые и плунжерные насосы двойного действия. Горизонтальный плунжерный насос двойного действия (рис.12) можно рассматривать как совокупность двух насосов простого действия. Он имеет четыре клапана — два всасывающих и два нагнетательных. При ходе плунжера 1 вправо жидкость всасывается в левую часть цилиндра 2 через всасывающий клапан 3 и одновременно через нагнетательный клапан 6 поступает из правой части цилиндра в напорный трубопровод; при обратном ходе поршня всасывание происходит в правой части цилиндра через всасывающий клапан 4, а нагнетание — в левой части Рис.12. Схема горизонтального плунжерного насоса двойного действия: 1-плунжер; 2-цилиндры; 3,4-всасывающие клапаны; 5,6-нагнетательные клапаны. Рис.13. Схема насоса тройного действия (триплекс-насоса): 1-цилиндры; 2-плунжеры; 3-коленчатый вал; 4-шатуны. цилиндра через клапан 5. Таким образом, в насосах двойного действия всасывание и нагнетание происходят при каждом ходе поршня, вследствие чего производительность насосов этого типа больше и подача равномернее, чем у насосов простого действия. Еще более равномерной является подача насоса тройного действия, или триплекс-насоса. Триплекс-насосы представляют собой строенные насосы простого действия, кривошипы которых расположены под углом 120° друг относительно друга. Общая подача триплекс-насоса складывается из подач насосов простого действия, при этом за один оборот коленчатого вала жидкость три раза всасывается и три раза нагнетается. По роду привода поршневые насосы делятся на приводные (от электродвигателя) и прямодействующие (от паровой машины). Производительность. В поршневых насосах жидкость при всасывании занимает в цилиндре объем, освобождаемый поршнем. В период нагнетания этот объем жидкости вытесняется поршнем в нагнетательный трубопровод. Следовательно, теоретически (без утечек жидкости) производительность поршневого насоса будет определяться объемом, описываемым поршнем в единицу времени. В поршневом насосе простого действия объем, описываемый поршнем в единицу времени, будет равен произведению площади сечения F поршня, длины хода S поршня и числа оборотов п кривошипно-шатунного механизма (или числа двойных ходов поршня, так как в насосе простого действия нагнетание жидкости происходит один раз за два хода поршня). Таким образом, теоретическая производительность (QT м3/сек) насоса простого действия QT = FSn (27) -1 где n — число оборотов, сек . В насосе двойного действия за два хода поршня или один оборот кривошипа происходит два раза всасывание и два раза нагнетание. При ходе поршня вправо с левой стороны засасывается объем жидкости, равный FS, а с правой — нагнетается объем (F—f) S, где f — площадь поперечного сечения штока. При ходе поршня влево с левой стороны выталкивается в нагнетательный трубопровод объем FS, а с правой — засасывается из всасывающей линии (F—f) S м3 жидкости. Следовательно, за n оборотов кривошипа или двойных ходов поршня, теоретическая производительность насоса двойного действия составит: QT = FSn + (F —f ) Sn = (2F — f) Sn (28) Из выражения (28) следует, что если пренебречь объемом жидкости, вытесняемым штоком (f<