книги / Насосы и компрессорные машины
..pdf§19. КОЭФФИЦИЕНТЫ: РЕАКТИВНОСТИ, СКОРОСТЕЙ
ИЗАКРУТКИ ПОТОКА
Коэффициентом реактивности насоса р называется отношение ста тической части напора к полному напору.
Д л я с л у ч а я , |
к огда ч и сл о |
л о п а т о к |
р а б о ч его |
к о л еса |
б еск о н еч н о в е |
||||
л и к о , к о эф ф и ц и ен т |
р еа к ти в н о сти |
о п р е д ел и т с я |
и з от н о ш ен и я |
||||||
|
|
__ |
Нtco cm |
Htco |
Я/оо d |
i |
H tood |
|
|
|
Po° “ |
~ |
W - |
|
“ |
Hi~ |
' |
||
Зная, |
что |
|
|
|
с2 —с? |
|
|
|
|
|
|
|
|
_ |
|
|
|
||
|
|
|
|
2 |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
toad |
2g |
9 |
|
|
||
при C]m= |
C2m = |
Cl |
получим |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Я toad |
2g2« |
|
|
|
|
Следовательно, |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
„ |
1 |
|
2 U |
|
|
|
Так как |
|
P” — 1 |
2ua • |
|
|
||||
|
C2ll — ^2 |
^2mC t g |
p 2 t |
|
|
||||
TO |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
, |
"2C2m Ctgi?2 |
|
/ 1 |
2W2 ) |
(161) |
||
|
Poo = 1 |
2tio |
|
|
\ |
2 |
|||
|
----------------------FT:---------------= 1 — |
— |
|
c2mc[&8»\ |
Из уравнения (161) следует, что чем больше угол (32, тем меньше коэффициент реактивности, т. е. тем меньше статическая часть напора.
Зная коэффициент реактивности для бесконечно большого числа лопаток и коэффициент é, учитывающий их конечное число, можно после несложных преобразований получить выражение для коэффици ента реактивности с учетом конечного числа лопаток
Р = 1 - ( 1 - р . ) * . |
(162) |
Коэффициент реактивности центробежных насосов, |
работающих |
с удовлетворительными к.п.д., находится в пределах р = |
0,7 -f- 0,85. |
Коэффициенты скоростей. Теоретическому напору рабочего колеса Нц соответствует некоторая теоретическая скорость
vt = V 2gHu.
Отношения действительных скоростей потока (с, и, ст) к скорости vt называются коэффициентами скоростей.
Так, |
отношение |
и2 |
= ku2 называется коэффициентом окружной |
||
|
|
Jt |
скорости |
на в ы х о д е ; = kc2m— коэффициентом меридиональной |
скорости на выходе и ~ = к Сь— коэффициентом абсолютной скорости
на выходе и т. д.
Пользуясь коэффициентами скоростей, можно значительно упро стить расчет машины.
Зная коэффициенты скоростей и теоретический напор, можно по лучить выражения для скоростей жидкости:
= ku2 V 2 g H u ,
^2т — |
i9 |
(163) |
Csm— |
kc%mV 2gHi,. |
(164) |
Иногда для уменьшения гидравлических потерь принимают ci>c2m.
Обычно с2т= (0,5 |
1) Ci, |
поэтому |
|
|
|
|
kU2 = |
— r^ „ - i |
|
------- . |
( 165) |
|
|
2 V 1 — f>+ |
(ü -7- 3) k*2m |
|
|
В формуле (165) цифра 3 относится к случаю, когда |
с2т~ 0,5 ci. |
||||
Коэффициент kc2m может быть вычислен |
по приближенной формуле |
||||
|
k-com |
(0,01 ~ 0,015) |
V nSK. |
(166) |
|
Коэффициент закрутки |
потока на |
выходе — отношение окружной |
составляющей скорости с2и к окружной скорости на выходе и2
т
Этот коэффициент применяется при проектировании и выборе цен тробежных вентиляторов. Он определяет собой величину создаваемого напора при данной окружной скорости и количество энергии, сообщен ной газу в вентиляторе. Значение коэффициента ср2 зависит от типа ло паток рабочего колеса. Так, для лопаток, загнутых назад,
|
|
|
Фа = |
2и |
^ |
|
1 |
|
|
|
|
|
----< |
|
1» |
|
|||
тогда |
|
|
т |
|
и2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
для радиальных лопаток |
= |
9U2C2U < |
рм|; |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
Ъ = |
С2и |
= 1 |
и |
Я ,. = |
ры2с2и = |
ры«; |
|||
~ |
|
||||||||
|
U2 |
|
|
|
|
|
|
- |
|
для лопаток, загнутых |
вперед, |
|
|
|
|
|
|||
Ъ = |
^ |
|
> 1 |
И Я ,. = |
|
ры2с2ц > |
рца. |
Таким образом, при данной окружной скорости и2 колеса с лопат ками, загнутыми вперед, развивают большой напор, потребляя большую мощность, чем колеса с радиальными лопатками или с лопатками,за гнутыми назад. Колеса с лопатками, загнутыми вперед, будут иметь меньшие габаритные размеры и меньшие окружные скорости, а при пяк ^ 200 и больший к.п.д. Колеса с лопатками, загнутыми назад, будут иметь больший к.п.д. при nSk > 200.
§ 20. ПОДВОДЯЩИЕ, ОТВОДЯЩИЕ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ УСТРОЙСТВА НАСОСОВ
Подводящие и отводящие устройства служат для подвода потока жидкости к машине и отвода ее от насоса к нагнетательному трубо проводу.
Направляющие устройства применяются для сбора жидкости, вы ходящей из рабочего колеса, подвода ее к следующей ступени в много ступенчатых машинах, а также для преобразования кинетической энергии потока в потенциальную (т. е. динамического напора в стати ческий).
Наиболее рациональным является подвод к лопастному колесу в виде сходящегося (конфузорного) патрубка (вне зависимости от фор мы рабочего колеса). Из направляющих аппаратов, выполняющих также роль отводов, наиболее распространены два типа: спиральная камера (улитка) и лопаточный направляющий аппарат.
Спиральная камера (см. фиг. 61) представляет собой плавно рас ширяющийся по спирали канал.
Лопаточный направляющий аппарат имеет несколько спиральных каналов, образованных неподвижными лопатками, смежно располо женными за рабочим колесом (см. фиг. 62).
Спиральная часть отвода может также служить и для преобразова ния кинетической энергии в потенциальную, однако исследованиями установлено, что для получения максимальной эффективности работы машин спиральный отвод должен служить только сборником жидко
сти; причем, спираль должна быть образована |
по закону площа |
дей, т. е. |
|
Г2С2и = Г\С\и = rfiiu = const. |
(168) |
Преобразование кинетической энергии в потенциальную должно происходить в диффузорном отводе, находящимся за спиралью.
У насоса со спиральной камерой при работе могут возникнуть ра диальные силы,'изгибающие вал и вызывающие усиленный износ опор ных подшипников. Радиальные силы возникают вследствие того, что спираль не является симметричным каналом по отношению к оси вра щения рабочего колеса. При уменьшении Q, по сравнению с расчетной подачей, в начальном участке спирали будет происходить, уменьшение давления, вызывающее появление радиальной силы R si. При увеличе нии подачи Q давление повышается, в широких сечениях оно будет больше, чем в узких сечениях спирали. В результате такой несим метричности давлений по окружности колеса возникает сила R s2. Для устранения этого недостатка у высоконапорных одноступенчатых насосов, а также у насосов с большой Q в спиральном канале устанав ливают перегородку, т. е. образуют двойную спираль (фиг. 107). У многоступенчатых насосов для этой цели патрубки спиралей распола гают в шахматном порядке, чтобы уменьшить результирующую ради альных сил.
Наиболее распространенные формы поперечных сечений спираль ных камер приведены на фиг. 108.
Формы /, И и 111 обеспечивают меньшие гидравлические сопротив ления. Формой сечения обы
|
|
|
чно |
задаются, |
исходя |
из |
|||
|
|
|
конструктивных соображе |
||||||
|
|
|
ний. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рассмотрим основы про |
||||||
|
|
|
ектирования |
спиральной |
|||||
|
|
|
камеры |
с учетом |
сохране |
||||
|
|
|
ния |
закона площадей |
для |
||||
|
|
|
потока |
в |
спирали. |
|
|||
|
|
|
В начале |
принимается |
|||||
Фиг. |
107. Спираль с |
перегородкой: |
начальный |
радиус спирали |
|||||
г4 и начальная ее ширина 64. |
|||||||||
а — одинарная |
напорная камера; |
и — двойная напорная |
Для выравнивания поля |
||||||
камера (стрелками показаны величины радиальных дав |
|||||||||
|
лений на колесо). |
скоростей |
выбирается |
за |
|||||
|
|
|
зор |
е |
(фиг. 109), |
равный |
|||
Обычно принимают |
е = п — г2. |
|
|
|
|
|
|
(169) |
|
г4= (1,03 -f- 1,05) г2. |
|
|
|
|
|
(170) |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||
Начальная ширина канала 64 принимается равной |
|
|
|
|
|||||
|
|
0 , 1 |
Г 2 . |
|
|
|
|
(171) |
При любом методе расчета не обходимо определить величину каждого сечения спирали. Для оп ределения этих величин необходимо знать расход жидкости через это сечение и скорость в нем. Таким образом, расход жидкости через каждое сечение спирали будет про порциональным величине централь ного угла 0. Следовательно, через сечение А В площадью F пройдет количество жидкости Qit равное
|
Q< = |
м31сек’ |
О72) |
|
|
|
|
где Q |
— действительная |
подача |
Фиг. |
108. Формы поперечных |
сечений |
||
|
спиральных |
камер. |
|
||||
колеса или расход в устье спира |
|
|
|
||||
ли |
(на |
выходе). |
|
через сечение А В, можно выразить |
|||
и |
Расход жидкости, проходящей |
||||||
иначе, воспользовавшись |
уравнением |
сплошности. |
Расход |
через |
|||
любое |
сечение, в том числе и |
через |
сечение А В , |
определяется |
по формуле
Qi = j* cubdr = с \ у dr, |
(173) |
где си = у ; с = сиг = с3иг2 или с = 8"i
b — ширина канала спирали, зависящая от радиуса, в м.
Фиг. 109. Расчетные сечения спиральной камеры.
Решая совместно уравнения (172) и (173), получим
R
(174)
Если известен закон изменения b = f (г), то на основании формул (173) и (174) можно получить формулы для построения спирали.
Для примера выведем формулы для спирали круглого сечения. Согласно принятым обозначениям
Р2= ( ' - - Я 0)2 + (т)2 6 = 2 У У - ( г - / ? 0)*.
где R0 — радиус кривой, по которой очерчена спираль, в м. Подставим в уравнение (173) значение r4 = R0 — р и вместо R его
значение:
R = Ro + р и b = 2 \ ра — (г — Аи)3,
тогда |
_________ |
|
|
||
#0+Р |
|
|
|||
Q / = 2Сj |
|
|
|
d r = 2 - с (R 0 - V R |
f ^ ? ) |
Ro—р |
|
|
|
|
|
и |
|
|
|
|
|
|
^ 5 Q = |
2*c(/?0- / / î » - p * ) , |
|
||
откуда |
|
|
|
|
|
|
6° = |
^ |
( Я |
о - К ^ - Р 2). |
(175) |
Введем обозначение |
|
|
|
|
|
|
к |
- |
S' |
(о |
(176) |
так как |
|
|
|
||
|
|
|
gHt |
|
|
|
|
|
|
|
|
и зная, что R 0 = г4 + |
р, на основании уравнения (175) получим расчет |
ную формулу для определения необходимых радиусов сечения спирали в зависимости от соответствующих им углов 0°
(177)
Обычно расчет ведется для нескольких сечений (/, 2, 3, 4 и т. д.). Расчет спиралей различных сечений (за исключением круглого)
весьма трудоемкая работа. Для спиралей некруглого сечения необхо димо сначала задаваться законом изменения b = / (г). Только после этого можно приближенно определить подинтегральную функцию
S |
B. + |
В, ,, |
(178) |
* |
g ~ Аг- |
||
1 |
|
|
|
Лопаточные направляющие устройства представляют собой серию неподвижных диффузорных каналов, образованных двумя кольце выми неподвижными дисками, в которых находятся неподвижные изог нутые лопатки (см. фиг. 62). Такой кольцевой диск окружает рабочее колесо насоса. Лопаточные направляющие устройства применяются в основном у многоступенчатых насосов. Поверхности каналов направ ляющих лопаточных аппаратов подвергаются хорошей механической обработке, что в сочетании с выбором соответствующей формы канала обеспечивает минимум гидравлических потерь.
Вместе с направляющим лопаточным аппаратом изготовляются и так называемые обратные каналы для перепуска жидкости из одной ступени насоса в другую.
Различают следующие конструкции лопаточных направляющих аппаратов:
1)сборный направляющий аппарат, состоящий из двух дисков, один из которых отливается вместе с лопатками; в этом случае отдельно изготовляются диафрагмы с отлитыми внутри обратными каналами;
2)цельный направляющий аппарат, отливаемый в виде одной де тали, в которой расположены межлопаточные каналы и обратные ка налы.
Для устранения потерь в направляющем лопаточном аппарате необходимо соблюдение следующих условий: стенки каналов должны быть хорошо обработаны; сечение входного отверстия каждого канала должно приближаться к форме квадрата (фиг. 110); канал должен иметь
плавное расширение в направлении движения потока жидкости (угол конусности не должен быть более 15°); в начальном участке канала должно осуществляться свободное движение жидкости, для чего на чальный участок необходимо выполнить в форме логарифмической спи рали (участок АВ)\ толщина начального участка лопатки должна быть возможно меньшей.
При лопаточном направляющем аппарате осуществляется симмет ричный сход жидкости с колеса, поэтому радиальная сила R не будет
возникать при любых режимах работы. |
где z — |
||||
Число направляющих |
лопаток |
выбирается Zi = z + 1, |
|||
число лопаток рабочего |
колеса. |
|
|
||
Иногда принимают 2 \ = 3 |
-f- 5. |
|
|
||
Размеры направляющего |
аппарата выбирают равными: |
|
|||
|
г4 = |
^2 “Ь(3 “7- 6) мм, |
(179) |
||
|
г5 = |
(1,4 ~ |
1.8) г4 мм. |
(180) |
|
Ширину канала |
Ьъ принимают больше, чем 64, толщину |
лопатки |
|||
s = 1 -f- 4 мм, шаг |
лопаток t = |
. |
|
||
|
|
|
|
z \ |
|
Если в зазоре скорости выровнялись и установилось свободное движение жидкости, т. е. линии тока будут логарифмическими
спиралями, то угол а3 направления вектора скорости с3 |
перед входом |
|
в канал направляющего аппарата |
можно определить |
как |
t g a 3 = |
^ L |
( 181) |
|
сзи |
|
Вследствие стеснения толщиной направляющей лопатки этот угол |
||
увеличится до а4 |
|
|
tg a4 = i*tga3 + |
|Л + t*tg2-cr8, |
(182) |
где р= 1,05 -h 2,5 — коэффициент, учитывающий неравномерное рас пределение скоростей при входе в межлопаточные каналы.
Участок АВ выполняется по логарифмической спирали; для по строения его используется формула
ri
dr |
о0 |
132 . |
Г{ |
(183) |
|
М " |
8 - |
Ц*. '« г. • |
|||
|
|||||
,gr‘ = T<sf "Î ч‘ |
,gr*' |
|
(184) |
||
|
|
||||
Задаваясь частными значениями углов 6°, |
получим соответствую |
щие радиусы Г/, а соединив их концы плавной кривой, получим спи раль.
Профиль канала в плане должен обеспечить величину скорости
сз ^ 15 м/сек.
Ширина канала а4 может быть определена по формуле [10]
s in |
2а« |
|
а4= - ^ - ' е г |
— l ) — s4. |
(185) |
Расчет обратных каналов производится на основании уравнения сплошности так, чтобы скорость в них изменялась плавно от с5 до с0. В заключение отметим, что вне зависимости от величины напора на ступень целесообразнее применять спиральный отвод.
§ 21. КАВИТАЦИЯ
Во время работы центробежного насоса жидкость, перемещаясь во всасывающем трубопроводе, поступает в з\)ну уменьшающихся давлений, достигающих минимума при входе жидкости на лопатки рабочего колеса.
В случае снижения давления в потоке жидкости до величины, равной упругости пара, насыщающего пространство при данной темпе ратуре, жидкость начнет переходить в парообразное состояние. При этом будет происходить также интенсивное выделение растворенных в ней газов.
Явление образования вблизи рабочих поверхностей насоса про странств. заполненных парами или газами, называется кавитацией.
Вследствие кавитации могут произойти:
1) снижение подачи напора, а следовательно, и к.п.д.; 2) полное пре кращение подачи, вследствие разрыва потока; 3) шумы, вибрации, уда ры и нарушение центровки машины; 4) механическое разрушение твердых поверхностей.
Основными причинами возникновения кавитации являются:
1)местные увеличения скоростей в межлопаточных каналах за счет их сужения;
2)сужение входного сечения рабочего колеса, вызванное конечной
толщиной лопаток;, 3) сопротивление трения, обусловленное шероховатостью поверх
ностей каналов;
4)изменение направления движения жидкости во всасывающей полости насоса;
5)неравномерное распределение скоростей и давлений, вызванное центробежными силами;
6)снижение давления на задней стороне лопатки, вызванное не симметричным обтеканием профиля.
Возникновение кавитации вероятнее всего во всасывающей полости
насоса, где жидкость обладает наименьшим запасом энергии. Однако наблюдается появление кавитации на выходе из рабочего колеса и даже в направляющем устройстве.
Процесс устранения кавитационных каверн происходит в области сдавлением/? > p t. При р > ptувеличение количества пузырьков пре кращается и начинается процесс конденсации пара при этом давлении. Образование и.ликвидация таких пузырьков происходит мгновенно.
Вследствие конденсации пара пространство, которое ранее занимала каверна, с большей скоростью будет заполняться жидкостью; частицы жидкости, окружающие эти каверны, будут двигаться к ней с большими ускорениями. Живая сила, возникающая при этом, будет затрачиваться на повышение давления ранее выделившихся из жидкости газов, про цесс обратного растворения которых протекает медленнее, чем процесс конденсации. При этом давление достигает сотен и тысяч атмосфер. Если ликвидация кавитационной каверны будет происходить у стенки канала, то последняя будет подвергнута непрерывным гидравлическим ударам со стороны быстродвижущихся частиц жидкости. Такие непре рывные удары в стенку могут быстро ее разрушить, выкрашивая вна чале из нее отдельные зерна, а потом проникая в глубь стенки. Меха ническое разрушение подобного рода называется эрозией.
Как показала практика, явление эрозии протекает тем интенсивнее, чем больше шероховатость поверхности стенки.
Ликвидация кавитационных каверн сопровождается характерным шумом, сотрясениями и вибрацией корпуса. Чем больше развито явле ние кавитации и чем больше величина ликвидируемой каверны, тем большей будет вибрация и шум внутри насоса.
Учесть аналитически все факторы, влияющие на кавитацию в насосе, не представляется возможным.
С. С. Руднев (ВИГМ) на основании обобщения большого количества опытов с различными типами рабочих колес получил критерий кави тации в форме
С = 5 , 6 2 / г ^ _ , |
(186) |
где С — постоянный критерий кавитации, названный кавитационным коэффициентом быстроходности; для обычных насосов С = 500 ~ 1200, причем для насоса с плохой всасывающей способностью С = 500 -у 700, нормальной всасывающей спо собностью С = 800 -f- 1000 и хорошей всасывающей способ ностью С > 1000. Коэффициент С для рабочих колес с по добными условиями входа будет одинаковым;
Q — расход через лопастное колесо в м?/сек; ДА — динамическое падение напора в м.
Кавитация наступит в том случае, если превышение запаса удель ной механической энергии над энергией, соответствующей давлению насыщенного пара жидкости перед входом в насос, будет меньше ди намического снижения напора в том же сечении.
Удельная энергия потока перед входом в насос
Е в= в-Т + ^ Мг |
(,87) |
где pi — давление перед входом в насос в кг/м2; cs — скорость в том же сечении в м/сек;
7 — удельный вес жидкости в кг/м?.
Энергия, соответствующая давлению парообразования (pt), равна
Ed = ^ . |
(188) |
Таким образом, условием бескавитационной работы насоса будет:
Pi — р4 |
с\ |
Д/1 |
(189) |
^'Решая выражение (186) относительно числа оборотов насоса, по- л’учим:
с
(190)
5,62 Ÿ Q
или, подставляя значение ДА из выражения (189), получим формулу для числа оборотов, при котором не должна возникать кавитация
с |
pi—pt |
cl у л |
п с - |
7 |
+ 2g ) |
|
(191) |
5,62 V~Q
Пользуясь уравнением Бернулли, можно определить и максимально допустимую геометрическую высоту всасывания насоса (фиг. 111)