книги / Насосы и компрессорные машины

ристикам выбранной серии вентиляторов находят максимальное значе­ ние коэффициента полного напора /У. По заданному напору Н и коэф­ фициенту полного напора определяют окружную скорость и2и внешний диаметр D2:

60и2

D2 (220)

7\п

Зная диаметр колеса D2, по аэродинамической схеме определяют основные размеры вентилятора. На аэродинамической схеме остальные размеры вентилятора даны в долях диаметра D2 (см. фиг. 89). Зная безразмерные характеристики вентилятора, вычисляют абсолютные значения Q м3/сек, Н кг/м2, N кет и строят размерную индивидуаль­ ную характеристику, пользуясь формулами

Вентиляторы на ТЭЦ являются неотъемлемой частью котельной установки и используются для подачи воздуха в воздухоподогрева­ тель (дутьевой вентилятор), подачи угольной пыли в топку котла (эксгаустер или мельничный вентилятор) и отсоса дымовых газов из

из топки котла. Они применяются только в котельных установках, работающих на угольной пыли.

В наиболее неблагоприятных условиях работы находятся дымо­ сосы и эксгаустеры, которым приходится подавать газы с примесями твердых частиц. Угольная пыль и зола, содержащиеся в дымовых га­ зах, приводят к быстрому износу рабочих и направляющих лопаток, дисков колес и стенок спирального отвода. Износ их будет тем быстрее, чем тоньше лопатки, чем больше число оборотов колес, чем крупнее твердые частицы и чем их больше.

960 об/мин и при отсутствии золоуловителей срок службы не превышал 8—12 дней. При уменьшении концентрации золы в 2—2,5 раза срок

рального отвода специальными плитами толщиной 10—12 мм\ 6) улуч­

тором, уменьшается за счет увеличения гидравлических потерь в нем, т. е. увеличение ц будет оказывать такое же влияние, как и увеличе­ ние вязкости газа.

На фиг. 119 приведены характеристики мельничного вентилятора в зависимости от концентрации пыли.

К.п.д. вентилятора с учетом увеличения у пылевоздушной смеси определяется по формуле

где

§ 26. ПРОФИЛИРОВАНИЕ РАБОЧИХ ЛОПАТОК

Для обеспечения надежной и эффективной работы машины необ­ ходимо выполнять лопатки такими, чтобы жидкость, протекая по этим каналам, образованным лопатками, испытывала наименьшие гидравли­ ческие сопротивления.

На величину гидравлических потерь оказывают влияние шерохо­ ватость поверхностей, число лопаток, длина лопаток и форма началь­ ных участков лопаток.

Гидродинамические потери будут большими, если межлопаточный канал не обеспечивает плавного изменения относительной скорости до, а также в случае большой разности дох— до2, обусловливающей пре­ образование кинетической энергии в потенциальную. Во избежание этого необходимо задаваться плавным изменением до, а также стреми­ ться к тому, чтобы дох » до2.

Чрезмерно большое число лопаток увеличивает потери на трение о поверхности лопаточных каналов. Малое число лопаток может при­ вести к гидравлически невыгодной форме каналов, в которых возни­ кает отрыв потока от стенок. Для ориентировочного определения оптимального числа лопаток пользуются эмпирическими формулами. В зависимости от размеров рабочего колеса число лопаток центробежных насосов выбирают в пределах z = 5 -4- 16, а центробежных вентиля­ торов z = 16-4-32.

Большая длина лопаток приводит к излишним гидравлическим по­ терям, а малая — ухудшает распределение скоростей, что в конечном итоге также снижает к.п.д.

Оптимальная длина лопаток насоса получается при центральном угле обхвата лопатки ср = 70 -4- 110° (фиг. 120). Эти пределы зависят от формы канала, числа лопаток z и углов Зг и р2. Большое влияние на величину гидравлических потерь оказывает ширина канала Ь. С уменьшением b потери резко увеличиваются.

Существует два способа профилирования лопаток: по одной или

гой окружности. Он состоит в следующем: радиусами гх и г2 вычерчи­ вается окружность входа и окружность выхода рабочего колеса. От произвольного радиуса ОА откладывается ^О Л С =р2 и ^.АОВ = рх + + р2. Затем проводится прямая А Б до второй точки пересечения с окружностью входа (точка D).Отрезок AD делится пополам и из его

середины (точка Е) проводится нормаль ЕС. Точка пересечения нор­ мали с линией АС и будет центром дуги профиля лопатки.

Профилирование лопаток по точкам является наиболее совершен­ ным. При этом способе заранее задаются характером изменения от­ носительных скоростей по профилю от начального радиуса колеса г до радиуса г2. Применяя этот способ, удается получить канал, плавно изменяющийся по сечениям.

При таком способе профилирования необходимо знать элементы

Входные кромки таких лопаток с целью их удлинения (что необходи­ мо для улучшения всасывающей способности) выносят в область по­

Такой вход жидкости будет иметь место в случае, когда входные кромки лопаток не воздействуют на подтекающий к колесу поток жидкости. Практически это будет справедливым для насосов с неболь­ шим числом оборотов.

При больших числах оборотов входные кромки закручивают по­

малым (при большой их)уего увеличивают за счет так называемого угла

дравлический к.п.д. и коэффициент, учитывающий конечное число лопаток k. Известно, что

Скорость с'2иможно найти также, если известен коэффициент реактив­

Если разность W\ — w2 велика, то для уменьшения потерь в насосе необходимо произвести перерасчет.

Можно заранее задаться соотношением ^ и найти новый угол

откуда

Фиг. 124. Теоретический профиль лопатки центробежного насоса.

§ 27. ПРЕИМУЩЕСТВА И НЕДОСТАТКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

Основными преимуществами центробежных насосов являются: 1) равномерная подача и постоянство напора при данном режиме

работы;

2)высокая быстроходность, позволяющая соединять насос непо­ средственно с быстроходным двигателем, что приводит к значительно­ му уменьшению веса, габаритных размеров насоса и увеличению к.п.д. агрегата;

3)простота устройства, а следовательно, и легкость обслуживания;

4)простота регулирования;

5)достаточная высота всасывания;

6)возможность перекачивания загрязненных жидкостей;

провода;

3)неразрывная связь напора с подачей;

4)зависимость к.п.д. от режима работы;

5)малый к.п.д. для насосов с небольшой подачей;

6)снижение к.п.д. с увеличением вязкости жидкости.

§28. ХАРАКТЕРНЫЕ КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

ИВЕНТИЛЯТОРОВ

Горизонтальный, одноступенчатый центробежный насос консоль­ ного типа /С, имеющий рабочее колесо с односторонним входом (см. фиг. 64), широко применяется во многих отраслях народного хо­ зяйства, промышленности и предназначен для подачи воды и других чистых жидкостей с температурой не выше 105°С. Насос данного типа выпускается подачей от 4,5 до 360 м3/ч при напоре от 8,8 до 98 м вод. cm. Основными деталями насоса являются: корпус 4 с крышкой 1 и рабочее колесо 5, консольно насаженное на вал 7. От осевого смеще-