книги / Насосы и компрессорные машины

с учетом его кавитационных свойств:

где Yxhi — сумма гидравлических сопротивлений всасывающего трубо­ провода в м.

С целью выяснения кавитационных качеств насоса проводят испы­ тание его на кавитацию и строят кавитационные характеристики.

ционные характеристики (фиг. 112). Для нормальной работы насоса Нвдолжна быть меньше предельно допустимой Нвтах (т. е. Нв< Н втах), при которой наступает срыв в работе насоса. Меры, с помощью кото­ рых можно предупредить возникновение кавитации в насосе, необхо­ димо знать не только при проектировании, но и для грамотной его эксплуатации.

Для улучшения кавитационных свойств насоса (увеличения стати­ ческой высоты всасывания Н в) необходимо выполнение следующих требований:

1)выступающие части всасывающих полостей корпуса насоса и рабочего колеса должны иметь хорошо обтекаемую форму и быть глад­ кими;

2)входные кромки лопаток должны быть утоньшены и закруглены;.

3)нагрузка на лопатку должна быть уменьшена; с этой целью

рекомендуется удлинить ее, вынося входную кромку в область пово­ рота потока;

4)принимать возможно меньшие значения скоростей сгт и Wi за счет увеличения ширины.колеса на входе;

5)для многоступенчатых насосов первую ступень применять с большим значением nSKi чем для последующих ступеней;

6)всасывающий трубопровод делать коротким, с большим диамет­ ром, без резких изгибов;

7)вся всасывающая линия должна быть хорошо герметизирована;

8)при малом давлении во всасывающей полости или температуре жидкости до t = 70°С.СШдавать геометрический подпор, т. е.устанав­ ливать насос ниже уровня жидкости в приемном резервуаре;

9)не допускать перегрузки по подаче свыше 25%.

Если принятие этих мер не даст положительных результатов, ре­ комендуется применять для первых ступеней рабочего колеса бронзу или нержавеющую сталь.

g 22. ОСЕВАЯ СИЛА В ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ

Осевой силой называется сила, направленная вдоль оси вала на­ соса. '

Осевая сила в центробежном насосе возникает в результате нера­ венства давлений на переднюю и заднюю внешние поверхности дисков рабочего колеса.

Пренебрегая вращением жидкости в зазоре между колесом и кор­ пусом и считая, что давление в зазоре как слева, так и справа (фиг. 113) остается вдсль радиуса колеса неизменным и равным р2, т. е. давлению на выходе из колеса, сила осевого давления, направленная слева на­ право, будет:

Так как давление р2на выходе из рабочего колеса будет значитель­ но больше давления рг на входе в него, то результирующая осевая сила давлений составит

Р\ = Рг — Pi = « (Р2 — Pi) (Г] — rln) = TZ^Ht cm(Г/ — rim). (195)

Эта сила будет направлена справа налево. Действительная вели­ чина силы Р/ будет несколько меньше, так как вследствие вращения жидкости в зазоре давление в нем не будет оставаться постоянным, а будет уменьшаться вдоль радиуса от г2 к гвт (по параболам Ек и СТ) [10]. Кроме осевой силы Р ь будет возникать и другая осевая сила — Рп, направленная в противоположную сторону. Сила Ри возникает в результате изменения направления движения потока (с осевого на радиальное) при входе на колесо.

Силу Pu можно вычислить по закону количества движения

со — скорость жидкости во всасывающей полости в м/сек. Результирующая осевых сил одноступенчатого насоса будет равна

Фиг. 113. Схема распределения осевых давлений в центробежном насосе.

Для насоса, имеющего i число ступеней, осевая сила может быть вычислена по формуле

При вычислении осевой силы в вертикальных насосах к гидравли­ ческой осевой силе необходимо (в зависимости от расположения вса­ сывающего) прибавить или вычесть вес ротора насоса G. Тогда суммар­ ная осевая сила

лограммов. Неуравновешенная осевая сила приводит к прежде­ временному износу упорных подшипников, смещению ротора и ка­ санию рабочих колес о корпус.

Для разгрузки упорных подшипников от осевой силы и преду­ преждения неприятных последствий, вызванных касанием рабочих колес о корпус и о направляющий аппарат, в центробежных насосах предусматривают специальную гидравлическую разгрузку осевой силы.

Разгрузка осевой силы достигается: соответствующим расположе­ нием колес на валу насоса; применением колес с двухсторонним

всасыванием; специальной конструкции рабочих колес; специальных гидравлических разгрузочных устройств.

В многоступенчатых насосах парным взаиморасположением колес (фиг. 114) достигается полное гидравлическое уравновешивание на­ соса от осевой силы.

Однако следует отметить, что осевая сила будет в этом случае рав­ на нулю только при одинаковых зазорах в уплотнениях обоих колес. Поэтому на случай возникновения односторонней силы из-за разной

\

Для разгрузки осевой силы применяют рабочие колеса, у которых в задней стенке диска имеется ряд сквозных отверстий (фиг. 115). Для того чтобы при этом не было больших утечек, устанавливается уплотнительное кольцо С. Благодаря наличию отверстий в задней стенке диска рабочего колеса полость насоса, расположенная на неурав­ новешенной стороне Е у сообщается со всасывающей полостью А, чем достигается уравновешивание осевой силы. Такой тип колес может быть рекомендован для одноступенчатых насосов, создающих неболь­ шие давления. При больших давлениях дополнительные протечки через уплотнения на задней стороне диска значительно увеличиваются. Кроме того, отверстия в диске снижают к.п.д. насоса и ухудшают его всасывающую способность.

Расчет гидравлической разгрузки для такого насоса сводится к определению количества и диаметров отверстий. Обычно число этих отверстий 3—6, а диаметр их 3—5 мм.

В качестве специальных гидравлических разгрузочных устройств применяют разгрузочные поршни, диски или шайбы.

На фиг. 116 изображено разгрузочное устройство с использованием поршня, жестко закрепленного на валу насоса. Вследствие того, что

по трубке Т Расчет гидравлической разгрузки в этом случае сво­ дится к определению радиуса поршня г' и рабочего давления в камере за поршнем. Данная система разгрузки хорошо работает на расчетных режимах работы насоса. С изменением расхода через насос будут изменяться и протечки через зазоры, а следовательно, и давление в камере за поршнем.

Наиболее совершенным способом гидравлической разгрузки осе­ вой силы, который применяется в многоступенчатых насосах, является способ разгрузки с помощью специального диска или шайбы (фиг. 117), расположенных на валу насоса за последней его ступенью

уменьшится и перетекание жидкости через него из камеры а в камеру b.

Поскольку жидкость из колеса продолжает поступать в зазор, а выте­ кание из камеры уменьшается, давление в ней будет возрастать. При каком-то давлении р в камере в возникнет осевая сила, равная по ве­ личине и обратная по знаку смещающей силе. Эта сила приведет ротор в первоначальное положение. Такое устройство действует автомати­ чески и вне зависимости от нагрузки устанавливается ротор в равновес­ ное положение. Нормальная работа такого разгрузочного устройства обеспечивается установлением расчетных зазоров Ь0 и Ь' Необходимо следить, чтобы не было износа упорных поверхностей диска и выступа корпуса. Обычно принимают Ь0 = 0,5 -ь 1 мм; Ь' — 0,5 -f- 0,8 мм.

Ирименение разгрузочного диска приводит также к упрощению конструкции сальника за последней ступенью, так как давление перед сальником вследствие дросселирования в зазорах разгрузочного устрой­ ства будет меньше, чем непосредственно за последним рабочим ко­ лесом.

§ 23. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА НАСОСА

Определение основных размеров рабочего колеса насоса сводится к определению размеров г2, 62, ri 6i и др., которые обеспечили бы задан­ ные Q и Н при минимальных потерях.

Предположим, что диаметр вала de известен. Он может быть принят по прототипу или получен на основании расчета на прочность.

Тогда диаметр втулки колеса насоса принимается равным:

меньше геометрическая высота всасывания и коэффициент сужения f\ и чем больше давление во всасывающем патрубке р±.

Внешний диаметр колеса D2 должен быть таким, чтобы он смог обеспечить заданный напор Н.

ного изменения сечения канала, а также того, чтобы Ь2было меньше Ьх.

§ 24. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ЦЕНТРОБЕЖНОГО ВЕНТИЛЯТОРА

При проектировании вентилятора заданными величинами (фиг. 118) являются подача Q и полный напор Н Что же касается числа оборотов /г, то оно будет либо заданным, либо его необходимо выбрать исходя

Зная, что <2 = — , а ф= т]/,<р2, из приведенного значения для ф при

f 2 = 90° (т. е. для радиальных лопаток, когда с'2и = а2 и <2 = 1) на­ ходим гидравлический к.п.д. вентилятора т)А= 0,7 н- 0,9.

Площадь выходного сечения кожуха Fa определяется из уравнения сплошности

QceK == F QCQ. м /ceKf

где са = <раИ2, причем коэффициент расхода сра для лопаток, загнутых вперед, принимается равным сра = 0,4 -т- 0,6.

Следовател ьно,

Фиг. 118. Центробежный вентилятор:

1 — рабочая лопатка; 2 — сальник; 3 —вал; 4 — ступица; 5 — всасывающий патрубок; 6 — передний диск колеса; 7 — задний диск колеса; 8 — рабочее колесо; 9 — спиральный кожух; 10 — язык; // — диффузор.

Зная, что абсолютная скорость выхода газа

Са — <fа11а м/свК,

Динамический напор на выходе Но = (0,15 '-г- 0,2) Н.

Входной диаметр колеса D0 может быть определен из уравнения