книги / Насосы и вентиляторы

сварке; корпуса центробежных насосов, выполняемые обычно пу­ тем отливки, имеют более выгодную скругленную форму.

У осевых нагнетателей в связи с тем, что жидкость не изменяет

направление движения, корпус имеет цилиндрическую форму и его

корпуса является его разворот А — наибольшее расстояние от сте­ нки корпуса до радиального колеса. Очертание спирального корпу­ са обычно соответствует архимедовой спирали.

Приближенно архимедову спираль можно построить с помощью

так называемого конструкторского квадрата со стороной а (рис. II.5) Для этого от вершины конструкторского квадрата проводят опре­ деляемым из расчета радиусом дугу в 7 4 окружности, после чего центр перемещают в последующие вершины и последовательно уменьшающимся радиусом вычерчивают еще две дуги. Эти три дуги

и образуют профиль спирального корпуса. Из построения можно

заметить, что а = А !4. Продолжением его является «язык» — часть профиля, помещающаяся внутри спирального корпуса. Рациональ­

ная длина и контур «языка» для разных нагнетателей бывают раз­

личными. Некоторые радиальные вентиляторы лучше работают

без него.

Цилиндрический корпус осевого нагнетателя (обечайку) целе­

сообразно снабжать осевым диффузором для понижения скорости

потока при выходе и преобразовании динамического давления в ста­

тическое. Для преобразования динамического давления скорости закручивания в статическое часто применяют спрямляющий аппа­

рат, устанавливаемый непосредственно за осевым колесом. Такой

аппарат состоит из плоских или профилированных лопаток, обра­

зующих продольные каналы.

Выше указывалось, что в цилиндрическом корпусе осевого на­

гнетателя полезно перед колесом устанавливать направляющий, а за колесом — спрямляющий аппарат из радиальных лопастей. Диаметр корпуса должен лишь минимально превышать диаметр ко­

леса во избежание большого перетекания воздуха через зазор, что

существенно ухудшает условия работы. При понижении противо­

давления влияние зазора сказывается в меньшей степени.

С цилиндрическим и спиральным корпусами конструктивно свя­

зан устанавливаемый в ряде случаев на входе коллектор, а перед

осевым колесом — обтекатель (кок), улучшающие условия входа

потока в колеса.

11.3.О расчете нагнетателей

Впредисловии уже указывалось, что специалисты, для подготов­ ки которых предназначен настоящий учебник, должны заниматься подбором и использованием готовых, а не расчетом и конструирова­

нием новых нагнетателей. Гидроаэродинамический расчет нагнета­

телей, а в особенности лопастных, представляющих собой сложные

проточные системы, является весьма трудным и выполняется с при­

влечением большого объема сведений. Он выполняется обычно при разработке новых и специальных машин.

Внастоящее время накоплен определенный опыт в расчете цент­

робежных (радиальных) нагнетателей, а также и осевых. Здесь сле­

дует заметить, что необходимость в расчете новых осевых нагнета­

телей ограничена возможностями достаточно просто и удобно варьи­

ровать их режим путем изменения числа и угла установки лопа­ стей (см. ниже).

Методика расчетов других лопастей нагнетателей — вихревых, смерчевых, дисковых, диаметральных еще находится в стадии раз­ работки.

Значительно проще расчет объемных нагнетателей, так как объ­

емная производительность практически не зависит от давления, оп­ ределяясь геометрическими размерами и частотой вращения (дви­ жения).

Расчет струйных аппаратов, несмотря на их конструктивную про­

стоту, до сих пор еще не стабилизирован ввиду сложности процес­ сов перемешивания струй, но режим их работы просто и широко

варьируется сменой сопл.

Ввиду накопления и систематизации данных об уже выпускае­

мых серийно или специально выполненных и обладающих качествен­

ной характеристикой нагнетателей стал возможным простой и удоб­

ный способ пересчета по подобию сходных по удельной быстроход­ ности образцов или, как показано ниже, расчет с использованием

статистических данных.

11.4. Определение основных размеров радиальных вентиляторов простейшего типа

Обычный радиальный вентилятор достаточно прост по конструк­ ции и при отсутствии подходящего серийного вентилятора его мож­ но без особых затруднений изготовить на месте (это не относится к насосам и компрессорам).

В этом случае основные аэродинамические размеры определяют

путем приведенного ниже расчета, разработанного автором на ос­

нове статистического анализа большого количества испытаний ра­

диальных вентиляторов с хорошими показателями.

Для расчета должны быть заданы L (м3/с); р (Па) (приведенное

к р0= 1 ,2 кг/м3) и, поскольку желательно непосредственное соеди­

минимальных потерь при входе потока на лопатки по формуле ЦАГИ:

Ц , = £

где в зависимости от удельной быстроходности пу рекомендуется

£=1,6...1,8.

Для радиальных вентиляторов с лопатками, загнутыми вперед,

и при Пу=20...55 нами рекомендуется в среднем £=1,65, а для лопа­ ток, загнутых назад, и лу=40...80 £=1,75.

Позднее в ЦАГИ была предложена формула несколько иного вида: D0= (kiL'^/p3^) при значениях £ i = 1,35... 1,9.

Эти обе формулы в указанных нами пределах дают достаточно совпадающие результаты.

2. Диаметр входа в колесо (на лопатки колеса) Dt принимают по конструктивным соображениям D i= D 0.

3. Для определения наружного диаметра колеса D 2 на основе статистической обработки результатов многочисленных испытаний хороших радиальных вентиляторов простейшего типа с постоянной шириной колес (bi=b 2), лопатками, загнутыми вперед ((3., > 90°), и в пределах их удельной быстроходности яу=20...55 можно при­ нять в среднем (рис. 11.6) D 2= D o60/ny.

Более поздний анализ результатов испытаний радиальных вен­ тиляторов с лопатками, загнутыми назад (Р2< 9 0 о), и в пределах их

удельной быстроходности лу=40...80 позволяет в среднем рекомен­

довать D 2= D 0l05/ny.

4. Ширину спиральных корпусов прямоугольного сечения мож­ но принять из монтажных соображений. Наиболее удобны для при­ соединения к воздухопроводам спиральные корпуса, выпускные

9. Радиальные вентиляторы простейшего типа, основные разме­

ры которых определены с помощью указанных формул и соотноше­

ний, отвечают требованиям с достаточной для практических целей

9.р, = 60°.

10.р2= 150°.

11. * = 0;g ^ = 2 ,° кВт (без запасов).

Аэродинамическая схема рассчитанного радиального вентилято­

ра приведена на рис. II.8.

Наибольший интерес имеет кривая зависимости между давлени­ ем и подачей р—L — так называемая характеристика давления нагнетателя (напорная характеристика).

давления Y ' зависит только от формы и числа лопастей колеса, т. е. от типа нагнетателя. В этом случае характеристика лопастного ко­ леса в координатах р — L должна была бы представлять собой пря­ мую линию У, параллельную оси абсцисс (рис. III.2), так как плот­

ность жидкости р и окружная скорость и2от L не зависят (рис. II 1.3,

см. ниже).

В действительности же при изменении L изменяются скорости

на выходе из колеса (в частности, скорость с2и, определяющая зна­ чение теоретического давления), затем величина гидравлических

Поскольку полезное давление р изменяется, то и действительная

характеристика представляет собой непрерывно падающую кривую 3

или кривую 2 с выгибом («седловиной»).

Потери внутри лопаточного нагнетателя в зависимости от его

конструктивных особенностей при изменении подачи могут изме­

чении. Это давление полностью теряется в этом случае на выходе. Часть полного давления нагнетателя, по величине соответствую­

щего динамическому давлению в выходном сечении нагнетателя, на-

зываемое динамическим давлением нагнетателя, вычисляют /?днн=

=РСв£х/2, где свых= 1 //7вых— средняя скорость выхода.

Кривая ряш—L (квадратичная парабола), накладываемая на ха­ рактеристику р—L, определяет в точке пересечения наибольшую

подачу нагнетателя.

Вычитая при соответствующих подачах из полных давлений дав­

ления динамические, можно построить кривую статического давле­

ния /?ст L, где Рст= Р Айш-

Необходимо подчеркнуть, что наиболее существенной для нагне­

тателя является зависимость р—L, так как /?дин и /?ст определяются

размерами выходного сечения и взаимоотношение их может меняться.

Обычно работу нагнетателя рассматривают при положительной подаче (поток направляется со стороны всасывания в сторону на­ гнетания) и положительном давлении (нагнетатель создает, а не потребляет давление). Однако может случиться, что при положи­ тельном давлении нагнетателя подача его окажется отрицательной

(например, при параллельной работе разных нагнетателей, когда жидкость одного из них идет в обратном направлении). Могут встре­ титься также случаи, когда при положительной подаче давление

нагнетателя окажется отрицательным, например при последователь­

ной работе разных нагнетателей, когда один из них представляет со­ противление для другого.

Характеристика нагнетателя, отражающая все эти условия ра­ боты, называется характеристикой в квадрантах (рис. II 1.4) и мо­ жет быть при специальном испытании получена опытным путем. Работу нагнетателя при отрицательных подаче и давлении, очевид­ но, представить нельзя, а поэтому характеристику его можно по­ строить только в трех квадрантах.

т. е. представляет собой вертикальную линию. Именно так выглядит

эта характеристика для насосов, перемещающих практически не­

сжимаемые жидкости (рис. II 1.5, 1). При перемещении газов за счет

сжатия (р ± const) характеристика несколько изменяется (рис.

III.5, 2).

Кривые N—L лопаточных нагнетателей. Передаваемую жидкости

полезную мощность лопаточных нагнетателей можно вычислить: Мп о л из выражения следует, что УУП0Л= 0 при L = О или /7=0, т. е. в координатах N—L кривая начинается от нуля, затем достига­ ет максимума и опять снижается (рис. II 1.6, кривая 3).

Действительная кривая мощности лопаточных нагнетателей

получается иной в связи с перетеканием жидкости через зазор меж­

ду колесом и патрубком, а также из-за паразитной мощности,

расходуемой на трение дисков лопаточного колеса о жидкость

в корпусе (мощность, расходуемая на механические потери в подшип­ никах и передаче, при построении характеристик обычно не учиты­ вается). Поэтому кривые N—L для лопаточных нагнетателей начи­ наются не от нуля, а несколько выше.

При режимах, которым соответствует подача большая, чем не­

которая L np, нагнетатель с лопастями, загнутыми назад, начинает

производить, а не потреблять мощность, превращаясь, таким об­

разом, в турбину; здесь L np — подача, при которой кривая N—L пересекается с осью абсцисс.

В дальнейшем, когда отсутствует специальная оговорка, рас­ сматривается характеристика в первом квадранте, в пределах кото­ рого в подавляющем большинстве случаев и работают нагнетатели. Для центробежных (радиальных) нагнетателей с лопатками, загну­

гнутыми назад, кривая N—L еще до достижения указанного режима

начинает перегибаться и снижаться (кривая 2), причем мощность

при оптимальном режиме оказывается близкой к максимальному

ее значению.

Кривые мощности различных осевых нагнетателей существенно различаются по форме. У некоторых нагнетателей кривые N—L по форме похожи на кривые р—L центробежных (радиальных) наг­

нетателей с лопатками, загнутыми вперед (кривая 5), у некоторых

кривая N—L с увеличением производительности нагнетателя неук­ лонно снижается (кривая 6)\ для многих других осевых нагнета­ телей мощность с изменением производительности практически не

изменяется вплоть до L = L np (кривая 4).

Малое изменение мощности при изменении производительности существенно влияет на особенности эксплуатации таких осевых нагнетателей по сравнению с центробежными (радиальными), так как нагрузка устанавливаемых для привода двигателей в этих слу­

чаях мало зависит от колебаний подачи. Запускать нагнетатели це­

лесообразно при наименьшей мощности, чтобы не перегружать дви­

гатель. Для осевых нагнетателей этому минимуму обычно соответст­

вуют большие подачи, поэтому запуск следует производить при открытой регулировочной задвижке.

Что касается центробежных (радиальных) нагнетателей, то у

них всегда минимальная мощность соответствует нулевой подаче и запускают их при закрытой регулировочной задвижке.

При построении кривых N—L следует исходить из значений мощности на колесе, т. е. механические потери в подшипниках и

в передаче необходимо исключать, так как при испытании не всегда

известен проектируемый способ соединения с двигателем. Мощность на колесе складывается из полезной передаваемой

жидкости (NU0Jt=Lp)\ мощности, соответствующей гидравлическим

потерям внутри нагнетателя (Nn01), расходуемой на перетекание

жидкости через зазор (Мзаз) и паразитной, затрачиваемой на трение

откуда следует, что т)=0 при L = 0 или р = 0 .

Таким образом, кривая у\—L (рис. III.7), имеющая в начальной

точке значение т]=0, должна при увеличении подачи возрастать до некоторого максимального значения и далее опять падать.

Значение максимального КПД определяет основное качество

нагнетателей — их экономичность. В настоящее время удается кон­

струировать опытные центробежные (ра­

диальные) нагнетатели с КПД, дости­

гающим 0,9, а осевые — еще с более вы­

соким. Меньшие значения КПД центро­ бежных (радиальных) нагнетателей по сравнению с осевыми можно объяснить влиянием дополнительной гидравличе­

ской потери при повороте потока на

входе в колесо.

У объемных поршневых нагнетателей КПД обычно выше, чем у лопаточных,

III.7. Характеристика КПД что главным образом обусловлено мень­

для лопастного нагнетателя шими скоростями движения жидкости, а следовательно, и меньшими гидравли­

ческими потерями. Самые низкие КПД у струйных аппаратов, так

как здесь велики гидравлические потери при перемешивании струй.

Для серийных нагнетателей достаточно простой и компактной конструкции с пониженными значениями КПД.

Производительность нагнетателя, соответствующая максималь­ ному КПД, называют оптимальной, а соответствующий режим работы нагнетателя — оптимальным; подбор нагнетателей имеет

главной целью обеспечить их эксплуатацию именно при этом режиме.

Можно подбирать и эксплуатировать нагнетатели и при подаче

с КПД, достаточно близким и максимальным. Применять нагнета­

тели при режимах работы с т к О Д т]^ не рекомендуется (см. рис.

III.7).

Удельная быстроходность, характеризующая нагнетатель данно­ го типа, как уже указывалось, вычисляется применительно к опти­

мальному режиму.