книги / Насосы и вентиляторы

твердыми примесями — насосы фекальные (канализационные), баттерные (гидрозолоудаление), песковые, землесосные, шламовые,

вентиляторы — пылевые, смерчевые, мельничные (для пылевидно­

го топлива); для перемещения агрессивных жидкостей — насосы кислотные, бензиновые; вентиляторы, защищенные от взрыва, кор­

розии и др.

Конструктивные и эксплуатационные особенности разных наг­

нетателей будут рассмотрены в гл. 6.

1.4. Области применения и принципиальные схемы

основных видов нагнетателей

Поршневые (рис. 1.3). В цилиндрическом корпусе плотно раз­

мещается поршень, при движении которого в одну сторону жидкость

через клапан засасывается, а при движении обратно через дру­

гой клапан нагнетается. Достоинством поршневых нагнетателей

является высокий КПД, возможность создания больших давлений и практическая независимость производительности от противодав­

ления. Недостатки — громоздкость и затруднительность непосред­

ственного соединения с электродвигателем, сложность регулирова­ ния, неравномерность подачи из-за наличия клапанов. Поршневые нагнетатели используются в качестве насосов и компрессоров.

Пластинчатые или шиберные (рис. 1.4). В цилиндрическом кор­ пусе эксцентрично расположен ротор с выскальзывающими при вращении под действием пружин или возникающих центробежных сил из пазов пластин, которые, прижимаясь к внутренней поверх­ ности корпуса, вытесняют жидкость через нагнетательный патру­ бок, одновременно производя засасывание через другой патрубок. Обратное перетекание жидкости предотвращается ввиду минималь­

ного зазора между корпусом и расположенным в нем ротором.

Воздействие на жидкость в поршневом и пластинчатом нагнета­

телях аналогично, но здесь имеет место более удобное вращатель­

ное движение и не требуются клапаны.

К недостаткам следует отнести сравнительно низкий КПД вви­

ду потерь через торцевые зазоры и трения пластин, которые быстро

изнашиваются и при загрязнении жидкости твердыми примесями

могут заклиниваться.

Обычно эти нагнетатели используются в качестве компрессоров,

но в специальном исполнении, когда жидкость пластинами не сжи­ мается, а только переносится, и в качестве насосов.

Зубчатые или шестеренные (рис. 1.5). В открытом с двух сторон плоском корпусе располагается с минимальным торцевым зазором пара сцепленных между собой шестерен. Зубья шестерен при враще­

нии захватывают жидкость и переносят ее со стороны всасывания в

сторону нагнетания, не пропуская ее обратно через сцепление зубь­

ев. Эти нагнетатели конструктивно достаточно просты, компактны,

нет клапанов, но имеют малую производительность и недостаточно высокий КПД ввиду потерь через торцевые зазоры и трения в сцеп­

лении шестерен. Они используются преимущественно в качестве насосов, причем особенно успешно для перекачки таких вязких жид­

ными по касательной двумя патрубками располагается ротор с ра­ диально выступающими лопастями. Между концами лопастей и внутренней поверхностью корпуса образуется кольцеобразная по­

лость, перекрываемая между патрубками перемычкой. При вращении

ротора поступающая через один из патрубков жидкость увлекается

ипереносится по окружности к другому патрубку, сжимаясь при этом ввиду неоднократного перетекания из полости на лопасти и

обратно. У этих нагнетателей невысокий КПД, но они реверсивны

исоздают значительные давления при ограниченных подачах.

Успешно используются в качестве насосов.

Осевые (рис. 1.7). В цилиндрическом корпусе (обечайке) по его

оси располагается с минимальным зазором рабочее колесо в виде втулки с радиальными профилированными лопастями, при враще­

нии которого образуется перемещение жидкости в направлении оси Еращения. Они развивают небольшие давления, но имеют высокий КПД, реверсивны и используются в качестве насосов и вентилято­

ров, а для газов при многоступенчатом соединении и в качестве ком­ прессоров.

Центробежные (радиальные) — рис. 1.8. В спиральном корпусе располагается рабочее лопастное колесо, при вращении которого поступающая в осевом направлении в корпус жидкость закручива­ ется лопастями и под воздействием возникающей

Далее рассматривается несколько модификаций

центробежных нагнетателей.

Прямоточные или диагональные (рис. 1.9). Центробежное ло­

пастное колесо располагается в корпусе не спиральном, а в обеспе­

чивающем подвод и отвод потока без поворота, что в определенных

совпадают с центробежными, но рабочее лопастное колесо утоплено в нише задней

стенки корпуса и жидкость проходит не

между лопастями, а перемещается перед колесом за счет создаваемой им закрутки, своеобразного смерча. Это при перемеще­

нии жидкостей с волокнистыми и другими

твердыми примесями предохраняет их от разрушения, а колесо от

засорения. Такие нагнетатели пока начинают использоваться только

в качестве вентиляторов.

Дисковые (рис. 1.11). В спиральном корпусе вместо лопастного

колеса располагается пакет дисков с зазорами, и за счет их трения

с жидкостью создается ее движение. У этих нагнетателей невысокий КПД, малое давление, но они достаточно бесшумны при использо­ вании в качестве вентиляторов.

Диаметральные (рис. 1.12). Колесо центробежного типа с боль­

шим числом коротких лопастей располагается в корпусе в виде от­

вода. Возможно и прямоточное исполнение. Жидкость дважды по

направлению диаметра проходит через решетку колеса, что позво­

ляет создавать повышенные давления. На пути такого движения

внутри колеса полезна установка направляющего устройства. Без конструктивных затруднений можно для обеспечения больших подач использовать широкие колеса. Пока эти нагнетатели используют­ ся только в качестве вентиляторов, КПД их невелик.

В гл. VI рассматриваются конструктивные и эксплуатационные

особенности различных нагнетателей и их устройство.

1.5. Удельная быстроходность

Удельная быстроходность, или коэффициент быстроходности,

численно характеризуется типом лопастного нагнетателя вне зави­

симости от его размера, частоты вращения и плотности перемещае­ мой жидкости

Ll/2a>

^уд

(fГ ’

где на оптимальном режиме, т. е. при максимальном КПД, L —

подача, м3/с; со — частота вращения, с _1 (рад/с); р — давление, Па;

р — плотность жидкости, кг/м3; С — константа.

Отметим, что в записанном виде выражение имеет критериаль­

ный характер и обычно обозначается малым латинским /гуд с рус­

ским индексом.

Для вентиляторов в свое время ЦАГИ предложил принять

tiy= L l/în/h3/*.

При этом теряется критериальная форма выражения, что подчер­ кивается некоторым изменением обозначения — в индексе одно рус­

то имеем 1 Я (м вод. cr.)=(gp)p, (П а)=9,8Ь 1000 р (Па) и

системе размерностей при указанных константах получаем одинако­

вые, очевидно, значения, определяющие номенклатуру многих се­

вентилятору с лопастями, загнутыми как назад, так и вперед.

Осевые нагнетатели по сравнению с центробежными (радиаль­

ными) создают при прочих равных условиях меньшее давление (знаменатель в формуле меньше) и присущее им значение пу боль­ ше (рис. 1.13). Осевые нагнетатели с большим числом лопастей, при которых и большее давление (числитель в формуле больше) имеют меньше /гу.

Глава II ГИДРОАЭРОДИНАМИКА НАГНЕТАТЕЛЕЙ

II.1. Работа лопастного колеса

Основной частью всякого лопастного нагнетателя является ра­ бочее колесо, при вращении которого жидкости передается часть

подводимой к двигателю энергии. Во всех других частях нагнетате­

ля (в корпусе, направляющих и спрямляющих аппаратах) энергия

только теряется.

Чтобы пояснить происходящий в рабочих лопастных колесах

процесс передачи мощности двигателя жидкости, т. е. процесс об­

разования давления, рассмотрим вывод уравнения для определения

давления, развиваемого центробежным (радиальным) нагнетателем

(аналогичный результат можно получить и для осевых лопастных нагнетателей).

При изучении процесса движения жидкости вдоль лопасти ко­ леса абсолютную скорость движения с можно по правилу парал­

wl = cl + u\ — 2см cos a 2.

Представим себе движение жидкости в канале между двумя ло­ пастями колеса без каких-либо потерь. Приращение полного давле­

ния (теоретического) будет равняться сумме приращений статиче­

ского и динамического давлений:

/>1 = (Рст, — Рст.) + (6’i — CÎ).

Статическое давление на пути движения в канале будет увели­

чиваться за счет работы центробежной силы и возможного уменьше­ ния относительной скорости в канале (диффузорного эффекта), т. е.

кединице объема, а масса в единице объема является плотностью

Го

mjV = р, то />стц= $ pra-dr, ri

откуда после интегрирования получим

/>«тц=Р/2 (û>2/1— coVr) = р/2 (til— uî).

Приращение статического давления за счет изменения относи­ тельной скорости при расширении потока в канале (диффузорного эффекта) равно pCTfl=pl2(wf—

Рт = [(р/2 (ы|— и\) + р/2 (wf— да!)] -}- р/2 (cf—с-) = = р/2 (с%— с\—и\— и\ -1- wf— wl).

Если значения wf и w\ заменить выражениями, полученными

выше из треугольников скоростей, то после преобразования полу­

чим уравнение, определяющее величину полного теоретического дав­ ления, развиваемого лопастным колесом:

рт = р/2 [с\— cf -!- u\ —uf) -j- (cf J- uf —2clu1cos а,) —

— (cf + и\ — 2с2и2cos а 2)] = р (и2с2cos а 2 — ихсхcos а х).

Проекция абсолютной скорости с на окружную скорость и пред­

ставляет собой скорость закручивания сю т. е. cu = c c o sa

и тогда рг = р(с2пи2—^ п о ­

назовем коэффициентом закручивания ср' отношение скорости за­

кручивания сик окружной скорости и, т. е. ф' = с и/и и сп= у и и тогда после подстановки pT=p(y'2ul—ф[uf). В реальном нагнетателе часть давления расходуется на гидравлические потери в колесе и корпу­

с е — 2Др, что определяется гидравлическим КПД:

% = Р/Рг = (Рт— S АР)/Рт-

В обычных условиях при отсутствии перед нагнетателем устройств

для закручивания потока ф ^О и тогда, относя это допущение к

г)Л, запишем р=рг\шр,2и1. Наконец, обозначая коэффициентом давле­ ния Чг'= т 1 /гф2* , получаем в простейшем виде уравнение Л. Эйлера.

Уравнение давления, развиваемого лопастным колесом, было

выведено Л. Эйлером в 1755 г. для бесконечного количества лопа­

ток и равномерного распределения скоростей.

Приведем другой вывод этого уравнения. По законам механики приложенный к потоку момент, равный моменту на валу, вызовет

соответствующее ему изменение момента количества движения по­

тока. При отсутствии закручивания потока до колеса изменение мо­ мента количества движения M =^pdLcur.

Здесь произведение плотности р на элементарный расход dL —

масса; произведение массы на скорость закручивания си составляет количество движения, а произведение количества движения на

радиус г — момент количества движения.

Для случая cur = const, что справедливо для центробежных (ра­

диальных) нагнетателей, а также для большинства осевых, получим

M=pLcur.

*Ниже указано, что для вентиляторов по ГОСТ 10616—73 принима­ ются новые значения для коэффициента давления ф =2ф \

Заметим, что произведение момента на частоту вращения есть мощность N=m(ù.

Мощность можно также выразить как произведение N = L p T.

Приравняв эти выражения мощности, получим N =Lpi=M (o = =pLcum , откуда рт=рсит .

Произведение радиуса на частоту вращения представляет собой окружную скорость (гео—и). Отсюда при отсутствии закручивания

лучается меньшим, так как он идет на приращение момента коли­

чества движения в колесе. В этом случае величина момента составит M =pLc2ur2—pLclurly а величина теоретического давления /?т=

РИ2С2и pUiClu.

Отсюда после подстановки коэффициента закручивания q>2 = c ju 2 и ф ; = с1и/«1

ПОЛУЧИМ рт= рф 2«2 — Р Ф ^11

т. е. уравнение получает тот же вид, что и в результате предыдущего

вывода.

Из полученного выше выражения p^p^Y'ul следует, что развивае­

мое лопастным нагнетателем давление зависит от: 1) плотности р,

характеризующей физические свойства жидкости; 2) коэффициента

давления определяемого в первую очередь геометрической фор­

мой лопастей; 3) окружной скорости на концах лопастей и2, харак­ теризующей кинематические условия.

Пример. Определить давление, развиваемое при нормальных условиях (р= 1,2 кг/м3) радиальным вентилятором низкого давления № 4 (D2= 0,4 м) при со = 150 с-1, если ¥ '= 0 ,9 5 .

Р е ш е н и е . Подставив эти данные в последнее уравнение, по­ лучим

р = 1,2-0,95(150-0,4/2)2= 1030 Па.

Напомним, что при расчете и подборе центробежных (радиаль­ ных) нагнетателей, так же как и осевых, значения коэффициента давления в уравнении p = p xY'ul следует вычислять, определяя окружную скорость на наружном диаметре колеса.

Коэффициент давления W для осевых нагнетателей получается значительно меньший, чем для центробежных (радиальных) (при­ мерно 0,05...0,2 вместо 0,8...2,5), что объясняется главным образом отсутствием влияния центробежных сил на работу осевого колеса.

Существенно влияет наЧ*' количество лопастей. При уменьшении их числа активность воздействия колеса на поток понижается, ско­

рость закручивания потока на выходе с2иуменьшается. Следователь­

но, при неизменном и2 уменьшается и ЧГ'

Особенно заметно сказывается влияние числа лопастей на коэф­

фициент давления осевых нагнетателей.

Еще больше влияет на коэффициент давления центробежных

(радиальных) нагнетателей угол выхода с лопастей |32. Последний изменяется в пределах 10..Л70°. В связи с этим коэффициент дав-

хорошо изученном в авиационной аэродинамике силовом взаимо­ действии между лопастями и набегающим на них потоком в соот­ ветствии с теоремой H. Е. Жуковского о подъемной силе крыла и понятием о циркуляции.

Создаваемая лопастью сила давления

р = рwla,

где р — плотность набегающей жидкости, кг/м3; w — скорость на­

бегающего жидкостного потока (в бесконечности), м/с; I — длина

участка лопасти, м; г — циркуляция скорости по контуру лопасти,

м2/с.

Циркуляция, несколько абстрактно выражающая интеграл в пре­ делах линии контура, в определенных пределах от А до В

в

г = J г/ cos a dS,

А

где V — вектор скорости в данной точке контура, м/с; а — угол

между вектором скорости и касательной к той же точке; dS — эле­

мент линии контура, м.

В части аэродинамики колес вентиляторов пылевых, смерчевых,

дисковых и особенно вихревых и диаметральных еще многое нужно исследовать, но аэродинамика колес центробежных (радиальных)

и осевых вентиляторов, а также и гидродинамика таких насосов уже

достаточно обоснована и описана (см. ниже перечень основной лите­

ратуры).

11.2. Назначение корпуса

Поток жидкости, сбегающий с лопастного колеса, собирается в корпусе, который также понижает его скорость и соответственно преобразует динамическое давление в статическое.

П.З. Обозначение основных размероз лопастных нагнетателей:

1 — для центробежных (радиальных); 2 — для осевых

У центробежных (радиальных) нагнетателей корпус имеет спи­ ральную форму — улитку (рис. П.З, /), а у осевых — цилиндриче­

скую — обечайку (рис. П.З, 2).

На рис. П.З. 1 представлен корпус, характерный для радиаль­ ных вентиляторов и обычно выполняемый из листовой стали на