книги / Насосы и компрессорные машины

МАШИН ЛОПАСТНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КЛАССИФИКАЦИЯ

/ — входной патрубок с крышкой корпуса; 2 — уплотняющее кольцо; 3 — кольцевой выступ на рабочем колесе; 4 — корпус; 5 — ра­ бочее колесо; 6 — стопорная гайка; 7 — вал; 8 — сальниковая втулка; 9 — набивка; 10— нажимная втулка; 11 — опорная стойка;

12 и 13— подшипники.

Закрытые колеса являются самыми экономичными, поэтому они находят широкое применение в насосах и компрессорных машинах (фиг. 66,в). С точки зрения прочности более надежными являются по­ лузакрытые колеса. В закрытых колесах наличие переднего (покры­ вающего) диска увеличивает напряжения в основном — заднем диске.

В зависимости от величины создаваемого напора центробежные лопастные машины (насосы) различают:

низконапорные Н = 5 -f- 40 м вод. ст.; средненапорные Н = 40 -f- 200 м вод cm. высоконапорные более 200 м вод. ст.

Для вентиляторов на:

низконапорные Н = 25 ~ 100 мм вод. ст.; средненапорные Н = 100 -f- 300 мм вод. ст.; высоконапорные Н = 300 4- 1000 мм вод. ст.

Центробежные компрессорные машины, сжимающие газ или воз­ дух до давления 1,1 -f- 3 атм, называются воздуходувками или газодувками, машины, создающие более высокие давления, — компрес­ сорами.

Классификация по величине напора является чисто условной, так как, изменяя число оборотов машины, можно изменять напор в значи­ тельных пределах.

В зависимости от величины производигельности центробежные лопастные машины различают малой, средней и большой производи­ тельности. Производительность центробежных насосов находится в пределах от 4 до 16 000 мг/ч.

Центробежные лопастные машины могут перекачивать газообраз­ ные и жидкие вещества, такие, как воздух, доменный газ, кислород, углекислоту и другие газы, воду, масла, нефть, кислоту, бензин, за­ грязненные жидкости, жидкий металл и т. д.

В зависимости от способа отвода жидкости из рабочего колеса в камеру центробежные лопастные машины классифицируют на:

а) спиральные, в которых жидкость из колеса поступает непосред­ ственно в спиральную камеру, а затем в нагнетательный трубопровод; б) >турбинные, в которых жидкость из колеса поступает в спиральный

корпус через направляющий аппарат, представляющий собой непо­ движное колесо с лопатками.

По расположению вала на:

а) горизонтальные; б) вертикальные. По способу разъема корпуса:

а) с горизонтальным разъемом корпуса; б) с вертикальным разъемом корпуса или секционные, корпус которых состоит из нескольких секций (по числу колес).

По способу соединения с двигателем:

а) приводные, соединяемые с двигателем ременной или текстропной передачей; б) непосредственно соединяемые с двигателем при по­ мощи упругой муфты.

По размерам (в зависимости от диаметра всасывающего патрубка): а) мелкие, если диаметр патрубка меньше 100 мм\ б) средние, если диаметр меньше 1р00 мм\ в) крупные, если диаметр патрубка больше

1000 мм.

В качестве приводов для центробежных лопастных машин приме­ няются: паровые и газовые турбины, электродвигатели, двигатели внутреннего сгорания.

§ 3. ОСНОВЫ ВИХРЕВОЙ И СТРУЙНОЙ ТЕОРИЙ

ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

В настоящее время существуют две теории, с помощью которых получают основные уравнения центробежных машин:

1) вихревая теория и 2) одноразмерная или струйная теория. Вихревая теория применительно к центробежным насосам разработана акад. Г. Ф. Проскурой на основе работ H. Е. Жуковского. Струйная теория была предложена акад. Л. Эйлером и применительно к центро­ бежным насосам разработана Ф. А. Бриксом.

Суть вихревой теории состоит в том, что лопатка центробежного насоса рассматривается как крыло самолета, к которому легко при­ менить основные законы гидромеханики. Возникновение подъемной силы, а следовательно, и давления на лопатки в этом случае представ­ ляют следующим образом.

Пусть мы имеем аэродинамический профиль, который обтекается плоским потенциальным потоком жидкости в неограниченном про­ странстве.

Этот поток можно мысленно разложить на два потока:

а) на поток идеальной жидкости, обтекающий профиль со ско­

зультате действия сил трения. При геометрическом сложении обоих этих движений (фиг. 67,в) получим на верхней стороне профиля ско­ рости большие, а на нижней меньшие.

Так как внешний поток потенциальный, а не вихревой, для него будет справедливо уравнение Бернулли, согласно которому на верх­ ней стороне профиля давление будет меньше, чем на нижней.

Теоретическое исследование этого вопроса приводит к известному уравнению H. Е. Жуковского [11] для подъемной силы

фиг. 67. Схемы обтекания лопастей:

а — потоком идеальной жидкости- б — циркуляция скорости вокруг профиля; а —- потоком реал ь но й жидкости.

Вихревая теория лопастных машин правильно отражает физиче­ скую сущность явлений, происходящих при обтекании лопастей, однако, в случае сложного движения жидкости (например, в центро­ бежном насосе), выводы, получаемые на основании этой теории, полу­

чаются слишком громоздкими и неудобными для практического при­ менения.

Для расчета осевых машин, в которых жидкость в основном дви­ жется в осевом направлении, эта теория нашла весьма широкое при­ менение; для расчета центробежных машин пока применялась струй­ ная теория. Согласно этой теории, весьма сложное движение потока жидкости в криволинейном канале рабочего колеса заменяется дви­ жением, состоящим из совершенно одинаковых элементарных струек, причем траектория каждой струйки в точности совпадает с очертанием профиля канала (лопатки). Такую картину движения жидкости в

Окружная составляющая абсолютной скорости есть проекция ее на направление окружной скорости; меридиональная составляющая абсолютной скорости есть проекция ее на направление радиуса.

Окружные и меридиональные составляющие скорости обозначим индексами и и т.

Из механики известно, что вектор абсолютной скорости равен гео­

На основании этого применительно к центробежному насосу можно построить план скоростей (фиг. 69) при входе на лопатки (AiBiCi) и выходе с нее (А2В2С2).

§ 4. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Для вывода этого уравнения воспользуемся теоремой моментов количеств движений, согласно которой приращение моментов коли-

Vчеств движений равно моменту внешних сил.

Предположим, что идеальный насос перекачивает жидкость в количестве Qt м31сек или Gt = iQ t кг!сек. Для получения приращения удельной энергии Ht00 при перекачивании жидкости в количестве Qt или Gt необходимо затратить энергию извне в количестве N кГм/сек. Так как потери в идеальном насосе отсутствуют, эта энергия целиком должна быть передана жидкости:

Изменение моментов количеств движений жидкости внутри меж­ лопаточных каналов будет происходить за счет внешнего момента М:

где N — внешняя мощность (мощность на валу насоса в кГм/сек)\

Количество движения массы жидкости на выходе с лопатки соста­ вит тс2у а момент этого количества движения относительно той же оси

Приращение момента количества движения рассматриваемой си­ стемы составит:

Для идеального случая, когда вся внешняя энергия (энергия дви­ гателя) полностью передается жидкости, на основании уравнений

В случае, когда на входе центробежного насоса не предусмотрена установка направляющего аппарата и скорость сг направлена радиаль­

Значит напор, создаваемый насосом, можно увеличивать путем увеличения с2и\ г2\ п и теоретически его можно получить сколько угод­

ходящее за счет увеличения угла р2, в конечном итоге приведет к

Чрезмерное увеличение числа оборотов колеса п, с одной стороны, может привести к такому уменьшению радиуса колеса г2, изготовление которого будет весьма затруднительным, а с другой стороны — К уменьшению производительности и даже срыву в работе насоса вслед­ ствие возникновения кавитации.

В настоящее время без ущерба для к.п.д. насоса удается получить на одном колесе напор его до Я = 250 -f- 300 м вод. cm. В случае необ­ ходимости получения больших напоров прибегают к многоступенча­ тым насосам.

Уравнение Эйлера (73) устанавливает лишь количественные соот­ ношения между # tco; с2и и и2.

Воспользовавшись этим уравнением, рассмотрим влияние перенос­ ной (окружной), относительной и абсолютной скоростей частиц на

Подставляя полученные значения для ы2с2и и utciU в уравнение (73), получим:

Напор Ht„, развиваемый центробежным колесом, является прира­ щением потенциальной и кинетической энергии жидкости:

Hla>= HtaCm + Hio)d.

Динамическая, или скоростная, часть напора получается за счет увеличения абсолютной скорости потока в колесе:

(78)

Статическая часть напора создается за счет увеличения давления жидкости в лопастном колесе:

личин относительных скоростей в межлопаточных кана­ лах колеса от wx до w2.

Таким образом, увеличивать напор согласно уравнению (79) можно за счет разностей и\ — u2v w2— w2 и с2— с2.

Из гидравлики известно, что чем больше разность скоростей в канале переменного сечения, тем больше потери в процессе преобра­ зования кинетической энергий в потенциальную. В целях повышения к.п.д. насоса часто принимают w2 = wu что достигается путем со­ ответствующего выполнения формы межлопаточного канала. Следо­ вательно, увеличение статической части напора в реальных машинах выгоднее производить путем увеличения разности окружных скоростей, главным образом за счет и2.

Увеличение Н Ьоод может быть получено увеличением с2. На основа­

в межлопаточных каналах струйное, число лопаток бесконечно боль­ шое), распределение скоростей в сечениях межлопаточного канала колеса будет равномерным (фиг. 70), т. е. давления в соответствующих точках передней АВ и задней ED стенок лопатки будут равны.

со

Фиг. 70. Характер распределения скоростей для бесконечно большого числа лопаток.

Равенство давлений с обеих сторон лопаток исключает их силовое взаимодействие с потоком. Приращение энергии потока возможно только в том случае, если давление на переднюю сторону лопатки больше, чем на заднюю. Следовательно, при конечном числе лопаток не может быть и речи о равномерном распределении скоростей, как это следует из струйной теории. Эпюра относительных скоростей в межлопаточном канале при конечном числе лопаток должна быть ана­ логична представленной на фиг. 71; т. е. при постоянной окружной скорости и относительные скорости w должны увеличиваться от