книги / Насосы и компрессорные машины

Пусть величины Су, у , р- выбраны, а значения wm и рт определены

из формул (260) и (261).

В оба эти выражения входит величина с2м, определяемая на основа­ нии уравнения Эйлера как

При проектировании насоса заданной величиной будет действи­ тельный напор Я, а не теоретический напор Ht.

Связь между ними устанавливается с помощью гидравлического к.п.д. y\h

Значит, в процессе проектирования, задаваясь заранее гидрав­ лическим к. п. д. т]л, мы как бы заранее предопределяем и все гидрав­ лические потери, возникающие при работе насоса.

Потери, возникающие в насосе, обусловливаются совокупностью параметров проточной части насоса и взаимодействующего с ней по­ тока.

Судить о том, насколько правильно были выбраны эти соотношения, а следовательно, насколько правильно выбран гидравлический к. п. д. rih в начале проектирования насоса, можно только после испытания выполненного насоса и построения его действительных характеристик.

Действительный гидравлический к. п. д. насоса r\h может быть вычислен при наличии полного к. п. д.

7QH

■П = 'rÏM ^ fç = ЧмЧиТЬг

Следовательно, для вычисления гидравлического к. п. д. необхо­ димо знать механический к. п. д. т\м и объемный к. п. д.

Выбираемый в начале расчета к. п. д. i\h , строго говоря, явля­ ется коэффициентом запаса напора, который в случае правильной оценки гидравлических потерь может оказаться равным действитель­ ному гидравлическому к. п. д. насоса.

g 8. ХАРАКТЕРИСТИКИ ОСЕВОГО НАСОСА

Действительные характеристики осевого насоса, т. е. графиче­ ские зависимости между параметрами насоса Я, Q, N и г\ получают путем испытания его на стенде. Формы характеристик осевого насоса похожи на форму соответствующих характеристик центробежного насоса, так как оба эти насоса принадлежат к классу лопастных машин. Однако отличия в характере течения жидкости через лопастные ко­ леса в осевом и центробежном насосах сказываются на форму харак­ теристик осевого насоса. Так, например, характеристики Q — Я и Q — тг) для осевого насоса более крутые, чем для центробежного

насоса. Отличительной особенностью характеристики Q — Н осевого насоса является превышение мощности холостого хода (при Q = 0) над мощностью, потребляемой на рабочих режимах.

Отклонение подачи осевого насоса (фиг. 159) Q от расчетной при­ водит к резкому снижению к.п.д.

Фиг. 159. Действительные характеристики трехлопастного осевого насоса.

Основной причиной, по которой характеристики осевых турбо­ машин отличаются от характеристик центробежных, является возник­ новение в каналах осевых машин паразитных токов жидкости.

Ранее, в целях упрощения теоретического исследования, мы пола­ гали, что в потоке жидкости, протекающем через осевой насос, от­ сутствуют радиальные составляющие скорости. В действительности в межлопаточных каналах, вследствие вращения рабочего колеса, возникает вторичный ток жидкости в плоскости, перпендикулярной

оси вращения колеса, вызывающий отклонение движения частиц жидкости от осевого направления.

Вторичный ток возникает и вследствие наличия пограничного слоя у поверхности лопастей. Жидкости, заключенной в пограничном слое, сообщается переносная угловая скорость вращения, равная угловой скорости вращения колеса. Под действием центробежной

или открытия задвижек на нагнетательной магистрали, так как это вызывает резкое снижение к. п. д.

Регулировать расход следует изменением числа оборотов или углом установки лопастей. Последний метод регулирования осуществляется путем применения рабочих колес с поворотными лопастями.

На фиг. 160 приведены графики зависимости Q — Н и т) в функции от угла установки лопастей.

§ 9. КАВИТАЦИЯ И ВЫБОР ЧИСЛА ОБОРОТОВ ОСЕВОГО НАСОСА

Рассмотрим циркуляционное обтекание аэродинамического про­ филя, помещенного под свободную поверхность жидкости. Жидкость считаем несжимаемой (фиг. 161).

Обозначим:

Voo— скорость невозмущенного потока в м!сек\

V — скорость в произвольной точке на профиле в м!сек\

ИЛИ

?v0

Как известно, кавитация возникает тогда, когда давление в жидко­ сти снижается до давления парообразования pt. В данном случае ка­ витация наступит при

Pmin ^ P f

Для случая, когда pmin = pt> уравнение (300) может быть перепи­ сано в таком виде:

где vœxp— критическая скорость невозмущенного потока, при которой

Значения коэффициента k определяют путем продувок профилей. Для хорошо обтекаемых аэродинамических тел при нормальной тем­ пературе воды k ~ 0,3.

Вкачестве примера определим критическую скорость при обте­ кании водой профиля, погруженного на глубину 3 м.

Вэтом случае

Задавшись коэффициентом перекрытия лопастей в плане т и зная число их, можно определить центральный угол обхвата лопасти в плане

Коэффициент т принимают равным или несколько большим еди­ ницы.

Длина хорды лопасти может быть вычислена по формуле

Если в процессе вычисления окажется, что отношение у > 1,6,

необходимо при помощи формулы (263) и графика (фиг. 154) вычислить коэффициент подъемной силы для одиночного профиля.

Согласно уравнению (310)

t cos

(311)

b т

Таким образом, в расчете иногда вместо коэффициента т задаются величиной относительного шага 7\ причем у втулки Т выбирают наименьшим и увеличивающимся к периферии по линейному закону. По полученному коэффициенту Су, пользуясь атласами профилей, на­ ходят нужный профиль и соответствующее значение угла атаки а. Если в результате подбора профилей будут получены значительные отклонения от ранее выбранных величин, то необходимо произвести повторный расчет.

После гидродинамического расчета проверяют лопасти на прочность (сложное напряжение изгиба под действием сил Ру, Рх и растяжение под влиянием центробежных сил). Для ориентировочной проверки максимальная толщина сечения лопасти у втулки (и наиболее опасное сечение) определяется по формуле Ленинградского металлического