Текст
65US
Ll
U 4* I
/к r>W>
К . Н,СПАССКИИ • В в. 1ПАУМЯ,Н'
НОВЫЕ НАСОСЫ
ДЛЯ МАЛЫХ ПОДАЧ
И ВЫСОКИХ НАПОРОВ
62/
С7/£
К. Н. Спасский, В. В. Шаум
Новые насосы
для малых подач
и высоких напоров
I
I
а
а
Г
h
Москва
«Машиностроение»
1973
С 71
УДК 621.65
Спасский К. Н., Шаумян В. В. Новые
насосы для малых подач и высоких напоров. М_,
«Машиностроение», 1972, 160 с.
В книге приведены результаты исследования но-
вых конструкций насосов низкой быстроходности:
черпаковых (с вращающимся корпусом), центро-
бежных с эжектором на входе, электроимпульсных
и вихревых. Основное внимание уделено разработке
черпаковых насосов (с вращающимся корпусом).
Это наиболее простая конструкция насоса низкой
быстроходности роторно-динамического типа, пред-
назначенного для работы на различных жидкостях.
В соответствии с особенностями конструкции и
характеристиками насосов установлены возможные
области их применения, даны основные расчетные
уравнения характеристик и проведено сравнение
данных расчета и эксперимента.
Книга рассчитана на инженерно-технических и
научных работников организаций, занимающихся
разработкой и проектированием насосов указанных
типов.
Ил. 79, табл. 21, список лит. 34 назв.
Редактор инж. Н. А. Ефремов
Рецензент канд. техн, наук В. Э. Васильцов
3-13-5
276-72
Введение
Химическая и горная промышленность, авиация и
сельское хозяйство нуждаются в большом количестве раз-
нообразных насосов с высокими напорами и малыми
подачами.
Соотношение давлений и подач определяется техноло-
гией производства, параметрами установки, в которой
используется насос, или условиями эксплуатации на
местности.
Для малых подач и высоких напоров, при коэффициенте
быстроходности ниже 30, наиболее экономичными яв-
ляются вихревые и объемные насосы. Однако они имеют
жесткие допуски на зазоры, а также пары трения или
элементы металлического контакта, что снижает их надеж-
ность, уменьшает срок службы и делает невозможным
применение их для перекачивания жидкостей со взвесью.
В этих насосах несколько усложнены условия работы
уплотнений и методы регулирования напора и подачи.
Создание объемного насоса с прямым приводом от высо-
кооборотного двигателя представляет значительные труд-
ности.
Более простым и надежным является центробежный
насос, который широко применяется в различных от-
раслях народного хозяйства [34].
Отсутствие трущихся металлических пар, торцовых
допусков на зазоры и простота конструкции делают его
малочувствительным к перекачиванию загрязненных жид-
костей, а несложные способы регулирования подачи и
напора облегчают автоматизацию
Центробежные насосы получили широкое распростра-
нение не только в стационарных установках. Их приме-
няют в авиации. Они удобны для компоновки с высо-
кооборотным приводОхМ и при скорости вращения вала
10 000—40 000 об!мин мало отличаются по габаритным
размерам и весу от вихревых и объемных насосов.
1* 3
Существенным ограничением для применения центро-
бежных высоконапорных насосов является их низкий
к. п. д. Известно, что уменьшение к. п. д. в центробежных
насосах с малыми подачами и высокими напорами объяс-
няется ростом удельного веса механических и объемных
потерь на утечку в общем балансе их мощности. Соотно-
шение напоров и подач при заданной скорости вращения
вала определяет тип насоса и условно выражается через
коэффициент быстроходности ns.
Зависимость потерь дискового трения Nm. д от коэффи-
циента быстроходности ns выражается формулой
т-д _
N ~
где N — мощность на валу насоса;
А — экспериментальный коэффициент.
Зависимость объемных потерь q (утечка наружу и
внутренние перетоки) от коэффициента быстроходности ns
насоса выражается формулой
Ч = в
Q п2/3’
где Q — расход насоса;
В — экспериментальный коэффициент.
Следовательно, в насосах низкой быстроходности основ-
ную долю потерь составляют механические потери.
Подсчитано, что для центробежного насоса с коэффи-
циентом быстроходности 25 механические потери состав-
ляют не менее 50%, а объемные — 15% подводимой мощ-
ности [14, 21].
Переток жидкости с нагнетания на всасывание приводит
к уменьшению напора и гидравлического к. п. д. насоса.
Кроме того, на входе в рабочее колесо происходит отжим
потока, в результате чего увеличиваются его скорости
и ухудшается всасывающая способность насоса.
По указанным причинам в данной работе рассмот-
рены новые оригинальные конструкции насосов: черпа-
ковых (с вращающимся корпусом), с эжектором на вхо-
де, электроимпульсных, вихревых.
Черпаковый насос имеет простую конструкцию и пре-
восходит по технико-экономическим показателям центро-
бежный насос при ns <30.
Центробежный насос с эжектором на входе позволяет
получить различные формы характеристик Q—Н, суще-
ственно увеличить напор и несколько снизить установлен-
4
ную мощность. Это сочетание удобно, если нужно иметь
герметичный насос низкой быстроходности или насос
с крутой формой характеристики Q—Н [8].
Электроимпульсный насос наиболее приемлем для слу-
чаев, когда требуются подачи 3,6—7,2 м*!ч при давлениях
в несколько десятков миллионов н!м2. Рабочий процесс
таких насосов позволяет создать машину с минимальным
количеством движущихся частей или вообще без них.
Если требуется перекачивание жидкостей летучих или
насыщенных газами, воздуха на небольших вакуумных ус-
тановках для компрессоров низкого давления, то удобно ис-
пользовать вихревые насосы [1], которые имеют крутую
форму характеристики Q—Н, способность к самовсасы-
ванию, малые габаритные размеры и вес.
Вихревые насосы благодаря указанным свойствам
используют в автоматизированных технологических ли-
ниях и транспортных машинах для подачи воды и топлива
к двигателю. В книге приведены новые результаты иссле-
дования вихревых насосов, позволившие разработать точ-
ную методику расчета их характеристик, и новые конструк-
ции опытных образцов, отличающиеся высокими технико-
экономическими показателями.
Глава I
Черпаковые насосы
(с вращающимся корпусом)
Для уменьшения дисковых и объемных потерь и улуч-
шения кавитационных характеристик при больших скоро-
стях вращения ротора некоторые иностранные фирмы при-
меняют в высоконапорных установках центробежные на-
сосы с вращающимся корпусом или черпаковые (рис. 1).
На рис. 1 представлен моноблочный черпаковый насос
фирмы X. В. Кассель (ФРГ), предназначенный для пере-
качивания маловязких топлив и легкокипящих жидко-
стей. Насос имеет подачу 250 кг/ч и развивает давление
до 4,4-106 н/м2 при п = 6000 об!мин.
Он состоит из кожуха с полуспиральным подводом 2,
вращающегося корпуса 7 и черпака 8.
6
Жидкость поступает в корпус, закручивается радиаль-
ными лопатками 6 и направляется к его периферии.
Отсюда она поступает в отверстие отводного канала чер-
пака и по осевой трубе 3 отводится в нагнетательный тру-
бопровод. Уплотнение торцового типа 5 только одно и
расположено со стороны всасывания на малом диаметре
входа. Для удаления воздуха, наличие которого во вра-
щающемся корпусе приводит к уменьшению напора и рас-
хода насоса, предусмотрена трубка 4 с двухходовым краном.
Для предотвращения засорения отводного канала и
вывода из строя торцового уплотнения на входе в полу-
спиральный подвод установлен сетчатый фильтр 1. Дви-
гатель и его подшипники защищены от паров перекачи-
ваемой жидкости манжетным уплотнением из химически
стойкой резины.
Защитный кожух с полуспиральным подводом и вра-
щающийся корпус выполняются точным литьем с после-
дующей обработкой и тщательной балансировкой вра-
щающихся деталей.
Черпак изготовляют литьем или штамповкой из двух
половин, которые свариваются между собой и с отводной
трубой.
Фирмы ФРГ и США выпускают черпаковые насосы,
установленные на опорной стойке, с приводом от обычного
электродвигателя через клиноременную передачу (рис. 2)
[29]. Например, насос на рис. 2 рассчитан на подачу
14,4 мЧч, давление — до 2,85-106 н/м2 при скорости вра-
щения вала 5000—6000 об/мин и применяется для перека-
чивания маловязких топлив.
У этого насоса вращающийся корпус 2 расширен к об-
ласти входа в отводной канал; между лопатками 4 кор-
пуса и черпаком 3 имеются большие зазоры, которые
снижают гидравлические сопротивления при обтекании
черпака и повышают к. п. д., почти не меняя давления,
развиваемого насосом. Уплотнение 5 комбинированного
типа более надежно при больших скоростях вращения ро-
тора. Оно состоит из резиновой манжеты и импеллера.
Манжета служит запирающим органом на стоянке, а им-
пеллер — во время работы насоса. Для выравнивания
давления на входе в насос с давлением, передающимся
на импеллер, на кольцевой пластине 6 имеются ребра.
Такое уплотнение дает возможность сократить длину
консоли, на которой крепится черпак. Ограждающий
кожух 1 крепят к фланцу опорной стойки.
7
Форма черпака исключает радиальные нагрузки на
корпус насоса, а диффузорный отводной канал уменьшает
потери скоростной энергии на выходе из насоса и увели-
чивает напор и гидравлический к. п. д. Симметричное
расположение профилей черпака ухудшает механический
к. п. д., при этом профильное сопротивление возрастает
вдвое по сравнению с черпаком несимметричного типа.
Коэффициент быстроходности насосов этого типа не
превышает 2—2,5. Следовательно, их применяют при
тех же подачах и напорах, что и насосы объемного типа.
Однако черпаковые насосы с коэффициентами быстроходно-
сти меньше 10 имеют низкий к. п. д. Для насосов небольших
мощностей это особого значения не имеет из-за малой
абсолютной величины потерь. Но при увеличении мощ-
ности насоса требования к его экономичности повы-
шаются, приходится увеличивать скорость вращения
ротора, что одновременно уменьшает и установленную
мощность привода.
Компания Нью-Йорк Эйр Брэйк Ко (США) выпустила
насос (рис 3) со следующими техническими параметрами:
напор 1850 м, подача 3,6 м3/ч, скорость вращения вала
35 000 об!мин, температура рабочей жидкости от —50
до +130° С, к. п. д. 60% [30].
Насос предназначен для перекачивания маловязких
топлив или жидких металлов: натрия, калия, лития.
Его вес 28 н. Привод — газовая или паровая турбина.
Насос состоит из цилиндрического вращающегося
корпуса 2 с двумя камерами, в которых расположены
два неподвижных черпака 3 сигарообразной формы (по
одному в каждой камере). Подвод и отвод перекачиваемой
жидкости осуществляется по осевым каналам неподвиж-
ной консоли 5, укрепленной на фланце защитного ко-
жуха 1 насоса. Задняя опора вращающегося корпуса —
гидродинамический подшипник скольжения 6, смазывае-
мый перекачиваемой жидкостью.
Передняя опора, воспринимающая осевую нагрузку, —
шариковый или роликовый подшипник 8 прецизионного
изготовления. Уплотнение 9 наружной щели — между
вращающимся корпусом и консолью насоса — торцового
типа. Внутреннее уплотнение 7 — щелевое или лаби-
ринтное.
У этого насоса уравновешены не только осевые, но и
радиальные силы благодаря симметричному относительно
оси расположению черпаков. Сигарообразная форма чер-
8
Рис. 2. Черпаковый насос с симметричной относительно оси формой
черпака фирмы X. В. Кассель (ФРГ)
Рис. 3. Двухступенчатый черпаковый насос компании Нью-
Йорк Эйр Брэйк Компани (США)
9
пака в сочетании с лопатками 4 корпуса, отогнутыми на-
зад, вероятно, увеличивает гидравлический к. п. д. При-
менять такие насосы рекомендуется там, где требуются
подачи в пределах 3,6—14,4 м3/ч и напоры до 2000 м.
Насос имеет высокие экономические качества при низ-
ком коэффициенте быстроходности, равном 25.
В одноступенчатом исполнении полный к. п. д. черпа-
кового насоса выше, чем в двухступенчатом, из-за
отсутствия перетока жидкости между ступенями.
Двухступенчатый насос (рис. 4, патент ФРГ № 1068561)
отличается от рассмотренного выше (см. рис. 3) специ-
альным устройством, предусмотренным для удаления
воздуха, скапливающегося в центральной части враща-
ющегося корпуса во время работы насоса. Устройство
состоит из эжектора /, расположенного в статорной
части насоса и работающего за счет рециркуляции части
перекачиваемой жидкости через отверстие 2 из последней
ступени насоса на всасывающую сторону 4.
В результате отсоса воздуха из центральной части
корпуса через отверстие 3 улучшаются характеристики
черпакового насоса. Эжекторное устройство особенно
эффективно при перекачивании жидкостей с высокой
упругостью паров.
Для снижения механических потерь и повышения
к. п. д. разработана специальная конструкция черпаково-
го насоса (рис. 5).
Насос состоит из вращающегося корпуса 1, насажен-
ного на полый вал 5, и неподвижного черпака 2, укреплен-
ного на полой консоли 3.
Вращающийся корпус имеет ребра 7 только с одной
стороны, там, где перекачиваемая жидкость входит в него.
От остальной части корпуса ребра отгорожены вогнутой
стенкой 6. В центральной части корпуса имеется трубка 4
подвода воздуха для регулирования положения нижней
границы жидкостного кольца, обозначенного знаком V-
Жидкость засасывается через полый вал в часть враща-
ющегося корпуса с ребрами и направляется к его пери-
ферии, откуда поступает в отверстие отводного канала
и отводится через полую консоль.
Большая часть черпака не погружена в жидкость, поэ-
тому потери профильного сопротивления уменьшаются,
а к. п. д. увеличивается. Однако данный насос имеет и
недостатки: при частичном заполнении вращающегося кор-
пуса перекачиваемой жидкостью снижается его напор [17].
ю
Из рассмотрения конструкции некоторых черпаковых
насосов можно сделать вывод, что их применяют там, где
требуются высокие напоры и малые подачи. В этих усло-
виях работы они имеют более высокий к. п. д., чем на-
сосы центробежные. Кроме того, черпаковые насосы имеют
Рис. 4. Двухступенчатый черпако-
вый насос с эжекционным устрой-
ством (патент ФРГ № 1068561)
ряд положительных ка-
честв конструктивного ха-
рактера. Внутренних уп-
лотнений нет, а наружное
уплотнение располагается
на всасывающей стороне
и на малом диаметре
входа.
Рис. 5. Черпаковый насос
с уменьшенными профильными
потерями (патент ГДР№ 14965)
Моноблочная конструкция насоса очень удобна бла-
годаря расположению уплотнения на вращающемся
корпусе с противоположной стороны от двигателя.
При этом утечка перекачиваемой жидкости через
уплотнение происходит не в атмосферу, а в кожух насоса,
откуда может быть отведена в специальную емкость. Это
очень важно при перекачивании химически активных
жидкостей.
При одно- и двухступенчатом исполнении насоса осе-
вые силы полностью уравновешиваются, за исключением
силы, действующей на торец консоли. Однако эта сила
играет даже положительную роль, фиксируя ротор в опре-
деленном положении.
Радиальные силы в одноступенчатой конструкции чер-
пакового насоса полностью уравновешиваются при сим-
метричной относительно оси вала форме черпака, а в двух-
11
ступенчатой — при симметричном относительно оси рас-
положении черпаков.
Простая конструкция деталей насоса и отсутствие
торцовых допусковых зазоров облегчают его изготовление
и сборку и повышают надежность в эксплуатации. Форма
вращающегося корпуса позволяет применить антикорро-
зионное покрытие или изготовить его из неметаллических
материалов. Черпак насоса может изготовляться из ме-
талла или пластмассы методом точного литья, прессова-
нием, штамповкой и механической обработкой.
Поле подач и напоров черпаковых насосов такое же,
как у вихревых и объемных насосов. Следовательно,
там, где не требуется специфическая форма харак-
теристики Q—Н, могут применяться черпаковые насосы.
1. Рабочий процесс
Жидкость с расходом Q подводится по цилиндрическому
каналу а во вращающийся корпус 1 насоса (рис. 6). Здесь
создается момент скорости в результате воздей-
ствия лопаток 5, расположенных на боковых стенках
корпуса.
Передача вращения центральной массе жидкости осу-
ществляется путем обмена количеством движения между
жидкостью, сходящей с лопаток и находящейся в меж-
лопаточном зазоре б.
Вращение жидкости в зазоре б возможно только при
условии некоторого различия окружных скоростей корпуса
и самой жидкости.
В зазоре б жидкость несколько отстает от лопаток.
Она тормозится поступлением новых порций через входной
патрубок и сопротивлением черпака 2, размещенного
в межлопаточном зазоре. Поскольку жидкость всегда
отстает от лопаток, то обмен количеством движения про-
должается постоянно, пока вращается корпус.
Окружные скорости и по ширине корпуса распреде-
ляются так, что наибольшие будут у стенок корпуса 1
и наименьшие в его середине в плоскости расположения
черпака 2 (рис. 7).
Перед черпаком давление рг больше, чем после него.
Давление внутри корпуса возрастает пропорционально
квадрату окружной скорости. Следовательно, величина
его у стенки больше, чем в средней части корпуса. В соот-
ветствии с таким распределением скоростей и давлений
12
на попатках возникнут кольцевые токи и образуются
вихревые жгуты, которые осуществляют обменный про-
цесс, описанный выше.
Рис. 6. Схема движения жидкости в черпаковом насосе
В результате возникновения кольцевых токов радиаль-
ные скорости жидкости распределяются так, что наиболь-
шие будут у стенки, а наименьшие — в середине корпуса.
Отбор жидкости через
отводной канал в черпака
вызывает направленный
радиальный поток от цен-
тра к периферии корпуса.
Входное отверстие от-
водного канала в распо-
лагают в зоне наибольших
давлений р3 и скоростей v
для средней части корпуса
(см. рис. 6).
Рис. 7. Схема обтекания профиля
черпака во вращающемся корпусе
и распределение скоростей в потоке
Напор отводимой жидкости складывается из пьезо-
р &
метрического напора -у- и скоростного напора пе-
ред входом в отводной канал.
С увеличением расхода насоса эти слагаемые умень-
шаются вследствие уменьшения окружных скоростей
жидкости в зазоре б.
Величина напора на выходе из насоса зависит от гидра-
влических потерь в канале, которые пропорциональны Q2.
13
Следовательно, наибольший напор насоса соответствует
нулевому расходу и уменьшается с его увеличением.
С увеличением расхода момент на вращающемся кор-
пусе возрастает. Это происходит благодаря увеличению
разности окружных скоростей корпуса ик и жидкости и,
а, следовательно, возрастанию интенсивности вихревого
обмена.
Взаимодействие вращающегося корпуса с жидкостью
осуществляется механизмом вихревого обменного про-
цесса, при этом возникают основные потери в насосе.
Часть энергии, переданной вихрями, расходуется на
преодоление сопротивления при обтекании черпака —
это механические потери. Другая часть передается про-
ходящему полезному расходу насоса, а некоторая доля
этой энергии расходуется на гидравлические потери
в корпусе и отводном канале черпака.
Внутренняя мощность насоса без учета механических
потерь называется гидравлической, а без механических
и гидравлических потерь — полезной мощностью.
Для сокращения этих потерь распределение скоростей
по ширине и окружности корпуса должно быть равно-
мерным. Для этого черпак должен иметь небольшое ги-
дравлическое сопротивление, занимать наименьшую часть
меридионального сечения корпуса и создавать минималь-
ное стеснение потоку, которое зависит от отношения
толщины черпака b к ширине корпуса В и относительной
h
высоты лопаток .
D
Сопротивление будет наименьшим при — = О, но
при этом уменьшится полезная мощность, которая про-
порциональна и3.
Подводимая мощность насоса пропорциональна
Следовательно, полезный к. п. д. будет падать в отноше-
нии —, и -4- должно быть таким, чтобы обеспечивать
Ик ’ В
-)
ик / шах
при данном стеснении потока черпаком. При
больше некоторой величины отношение —
к
расти
не будет, но зато будут расти профильные потери.
Гидравлические потери в канале зависят от его
формы.
Установка для испытания
насоса
Испытания проводились на стенде, выполненном по
схеме, приведенной в работе [6].
Модель насоса (рис. 8) состоит из вращающегося
корпуса 2 с лопатками 6, установленного на консоли вала,
360
Рис. 8. Экспериментальная модель черпакового насоса
неподвижного черпака 3 с внутренним диффузорным кана-
лом и конусом 8 для отвода жидкости, неподвижного не-
сущего кожуха 7, прикрепленного винтами к фланцу
опорной стойки, всасывающей камеры 11 и двух патруб-
ков: нагнетательного 9 и всасывающего 13. Для испыта-
ния вращающихся корпусов различной ширины черпак
установлен не консольно, а имеет вторую опору в виде
валика 4, опирающегося на вращающуюся бронзовую
втулку 5. Насос имеет одно манжетное уплотнение 12
на всасывании, в которое подводится вода по трубке 1
для обеспечения надежной работы уплотнения, особенно
15
14
при испытании на кавитацию. На оси насоса расположена
трубка 10, один конец которой впаян в торец опорного
валика, а второй выведен наружу через ниппель с резино-
вым сальником на напорном патрубке.
По ней предполагалось отводить воздух из враща-
ющегося корпуса при заполнении насоса водой и во время
его работы \ Однако воздух удалялся из корпуса само-
произвольно с током жидкости как при давлении перед
входом в насос, большем атмосферного, так и при вакууме.
Для наблюдения потока во время работы насоса стенка
вращающегося корпуса сделана прозрачной.
При давлении на входе сверх атмосферного 2—6 м
нормальный режим работы насоса устанавливался за
5—7 сек, а при вакууме 5 м — за 15—20 сек. Для удаления
воздуха из насоса в момент испытания на кавитацию
давление в системе создавали больше атмосферного и
зажим на резиновом удлинителе трубки 10 открывали.
После удаления воздуха давление снижали до требуемой
величины.
Все испытания проводились на воде. Было испытано
несколько вариантов вращающихся корпусов и черпаков,
основные из которых показаны на рис. 9—14, а их гео-
метрические размеры приведены в табл. 1 и 2.
Таблица 1
Помер корпуса Основные размеры корпу- сов в мм (см. рис. 9 и 10) Номер корпуса Основные размеры корпу- сов в мм (см. рис. 9 и 10)
В В, h В В, Dcp А
1 1а 16 2 90 70 50 90 80 60 40 90 210 210 210 205 15 14 14 17 2а 26 3 73 58 90 73 58 90 205 205 210 15 15 13,5
Примечание. Для корпусов всех номеров DK — = 235 лги; D± = 58 им и б = 3 мм.
1 К. Н. Спасский. Насос черпакового типа. Авторское
свидетельство № 222876, кл. 59в, 5/01. «Бюллетень изобретений и
товарных знаков», № 23, 1968 г.
ю
Таблица 2
Помор черпака Основные размеры черпаков в мм (см. рнс. И—14)
DB D b I f в мм2 d Rt Угол диффу- зора канала в град
1 210 60 226 10 102 76 33 54 6
2 205 80 230 И 125 108 — 37 60 6
3 210 60 226 10 100 76 — 40 55 2—5
4 200 40 214 11 628 80 — 28 50 2
5 210 70 228 — ПО 112 19 9 30 8
6 205 80 230 13.5 135 160 — 40 65 6
7 210 80 222 — 105 38 12 15 30 8
8 85 42 95 — 47 33 10 7 20 8
9 210 40 230 10 90 122 -— 10 30 7—8
ншч
На рис. 9—14 приняты следующие обозначения:
В — ширина вращающегося корпуса в области входа
в отводной канал черпака;
Вх — ширина вращающегося корпуса на окружности
диаметром D1 (диаметр входа);
DK —внутренний, диаметр вращающегося корпуса;
Dcp — диаметр, на окружности которого располагаются
отверстия входа в отводной канал;
h — высота лопаток на окружности диаметром £>ср;
6 — толщина лопатки;
Do— диаметр втулки черпака;
D — внешний диаметр черпака;
b — наибольшая толщина профиля по окружности
диаметром Dcp ;
I — длина профиля (сигары) по окружности диа-
метром Dcp,
f — площадь входного отверстия в отводной канал;
d — внешний диаметр сигарообразного тела черпака;
7?i — внутренний радиус кривизны канала;
R 2 — внешний радиус кривизны канала.
Внешние характеристики насоса
и их предварительный анализ
Известно, что качество рабочих органов насосов оце-
нивается по развиваемому напору Н, мощности N и
к- п. д. т] в зависимости от 'перекачиваемого расхода Q
для различных комбинаций черпаков и вращающихся
К. Н. Спасскцй 17
корпусов. Во время снятия характеристик делали про-
дувку насоса с целью получения высокой точности и ста-
бильности измеряемых величин.
Характеристики насоса снимали при двух значениях
скорости вращения (рис. 15); п — 2000 об мин (/) и
2500 об!мин (2) и пересчитывали на п = 2900 об/мин.
Рис. 15. Характеристика насоса с черпаком № 1 в корпусе № 1 при
ns = 15 (п = 2900 об!мин)
«и°ецу cq
Мощностные характеристики насоса строили без учета
механических потерь NM,n в сальниках и подшипниках,
которые соответственно равны 0,37 кет при п =
— 2000 об!мин и 0,45 кет при п — 2500 об/мин, и опреде-
ляли по формуле (32).
При изменении скорости вращения п мощность п
п,
меняется почти пропорционально отношению ——.
tl2
Характеристика Q—Н насоса (рис. 15) — круто па-
дающая кривая с почти вертикальным участком в об-
ласти Qmax, a Q—N — возрастающая кривая.
Наибольший напор насоса соответствует нулевому
расходу перекачиваемой жидкости.
Падение напора с ростом расхода насоса вызвано,
очевидно, уменьшением окружной скорости жидкости и
2* 19
во вращающемся корпусе и увеличением потерь на со-
противление в отводном канале.
Определим коэффициент напора, равный отношению
величины напора к ~ для п = 2900 об/мин. и Dcp =
= 210 мм.
При Q = Qonm
Нопт 2g = 1,44;
при Q = 0 Но и2 К = 1,9.
2F
Здесь Qonm и Нопт — расход и напор в оптимальном ре-
жиме; Но — напор при Q = 0; ик — окружная скорость
корпуса для диаметра Dcp, где расположено отверстие
входа в отводной канал. Для центробежного насоса коэф-
фициент напора равен 1—1,1; следовательно, черпаковый
насос имеет более высокие коэффициенты напора, чем
центробежный.
Характеристика Q—N черпакового насоса близка
к прямой и по своей форме аналогична подобной ха-
рактеристике центробежного насоса низкой быстроход-
ности.
Повышение мощности с ростом расхода Q насоса свя-
зано с увеличением разности окружных скоростей жид-
кости и и стенок вращающегося корпуса ик.
Моменты на вращающемся корпусе и черпаке равны
между собой. Однако момент, воспринимаемый черпаком,
зависит от коэффициента сопротивления Сх, окружной
скорости жидкости и и расхода Q насоса.
Кривая к. п. д. (см. рис. 15) черпакового насоса имеет
максимум при Q = . Характеристики достаточно
хорошо пересчитываются по числу оборотов.
Таким образом, полученные экспериментальные дан-
ные, а также данные работы [23] подтверждают представ-
ление о рабочем процессе.
20
Измерение поля давлений
и скоростей вокруг черпака
UoiLKEHtLE корпуса
0=0
-zzzzzzz^zzzz/z/zzz^^^
Q-^Q опт
Рис. 16. Схема обтекания участка
входа в отводный канал
Для изучения потока перекачиваемой жидкости, об-
текающей черпак, проводили визуальные наблюдения
со стробоскопом в корпусе с прозрачной стенкой.
При хорошем освещении поток был виден вследствие
возникновения паровых и воздушных пузырьков в зоне
отрыва потока с кромок входа в отводной канал. Форма
потока, обтекающего чер-
пак, меняется в зависи-
мости от режима работы
насоса. При Q = 0, когда
точка а разветвления
струек находится на оси
отводного канала (рис. 16),
за профилем образуется
широкая зона отрыва, ука-
занная размером Ь'. Жид-
кость в ней интенсивно
перемешивается вихрями,
срывающимися с острых
кромок входа в отводной
канал.
С увеличением расхода
перекачиваемой жидко-
сти Q через отводной канал черпака ширина зоны отрыва
уменьшается. При этом точка а разветвления потока, обте-
кающего черпак и отводимого в канал, смещается с его оси
к стенке. При Q = Qonm кильватерное течение стано-
вится малозаметным, но возрастает вихревой обмен на
лопатках из-за все большего отставания жидкости в цен-
тральной части корпуса от его стенок. Это приводит
к уменьшению эффективной ширины обтекающего по-
тока Вэф и увеличению стеснения.
В режиме кавитации насоса видимость потока вокруг
черпака становилась особенно отчетливой благодаря уси-
лению интенсивности выделения пузырьков пара на кром-
ках входа в отводной канал [181.
Для выяснения условий обтекания черпака один из
профилей дренировали. Дренажные трубочки с поверх-
ности черпака вывели наружу и подсоединили к распре-
делительному коллектору, давление в котором измеряли
манометром или мановакуумметром (в зависимости от
21
абсолютной его величины). Давления измеряли после-
довательно в восьми точках поверхности, при этом с кол-
лектором одновременно сообщалась только одна трубка
с номером, соответствующим номеру точки, в которой из-
меряли давление на поверхности черпака.
Было измерено давление в восьми точках поверхности
черпака № 2 (см. рис 11) по’дуге окружности R = 102 мм,
Рис. 17. График распределения давлений по про-
филю черпака № 2 в обтекаемой его части на
окружности R = 83 м и
в области расположения отводного канала, и по дуге
окружности R = 83 мм, в обтекаемой части профиля.
Черпак устанавливали в корпусе № 2.
Результаты измерения приведены на рис. 17 и 18.
Графики построены в безразмерных координатах
р —Pi
Р^Г
х . Q
nDCp d-np
= f
где р — давление на профиле;
— давление в потоке до и после черпака;
р — плотность жидкости;
22
dnp — приведенный диаметр отверстия входа в отвод-
ной канал;
/ — длина профиля;
х — расстояние от передней точки профиля до точки
отбора давления.
Распределение давлений на обтекаемой части черпака
при R =83 мм (см рис. 17) аналогично таковому для симме-
Рис. 18. График распределения давлений по профилю
черпака № 2 в зоне отводного канала на окруж-
ности R = 102 мм
тричного профиля Жуковского. Максимальная его величи-
на при всех режимах работы насоса получается на переднем
участке профиля Затем давление резко падает, достигает
минимума на расстоянии х = 0,1/ от передней точки про-
филя и постепенно возрастает до давления в потоке,
свободном от черпака 128].
Другая картина распределения давлений наблюдается
на поверхности черпака в области расположения отводного
канала при R = 102 мм (см. рис. 18). Максимальные давле-
ния по всем режимам работы насоса получаются на входе
в отводной канал, при этом их величина постепенно па-
дает с увеличением расхода насоса. Минимум давления
23
по длине профиля получается в точке х = 0,55/. Величина
его полностью не восстанавливается на диффузорном
участке профиля до давления в потоке, свободном от
черпака.
Такая форма эпюры давления позволяет предположить,
что при обтекании кромок отводного канала происходит
отрыв жидкости от поверхности профиля. Жидкость,
конечно, не отрывается по всей длине профиля, ибо давле-
ние на диффузорном его участке все же возрастает. Однако
на переднем участке профиля, вероятно, существует
зона, в которой интенсивно образуются вихри, суще-
ственно ухудшающие работу диффузорного участка. Рас-
Рис. 19. Зависимость и\!ик от расхода Q насоса
пределение давлений по длине профиля почти не меняется
с изменением расхода Q насоса, так как он не превышает
8—9% от расхода, проходящего по сечению BS враща-
ющегося корпуса, где В — ширина корпуса и S — размер
отверстия отводного канала в радиальном направлении
(см. рис. 20). Для измерения распределения скоростей
в потоке, натекающем на черпак № 2, его установили
в корпусе № 2. При этом одну из дренажных трубочек
соединили с насадком, впаянным в носовой части профиля
на радиусе R = 91 мм и выступающим вперед на 35 мм
от передней точки профиля.
Насадок изогнули по дуге окружности R = 91 мм
с тем, чтобы приемное отверстие его располагалось перпен-
дикулярно к натекающему потоку. Это позволило измерить
р. и:
напор потока Затем тем же насадком измеряли
пьезометрический напор в потоке. Результаты изме-
рений приведены в табл. 3, по данным которой построен
график (рис. 19).
В табл. 3 параметры измерены при скорости вращения
п = 2500 об!мин. Скорость жидкости внутри враща-
ющегося корпуса уменьшается с увеличением перека-
чиваемого расхода Q насоса.
24
Таблица 3
Q в ч3/сек 2 V 2g *-м V 2 “1 2g * ZZ1 чг
3,23-10’3 55 27 28,0 0,845
2,91-10-3 56,3 28 28,30 0,85
2,55-IO’3 57,9 29,0 27,9 0,856
2,35-10-3 59 28.5 29,5 0,865
2,12-Ю-3 59,8 30 29,8 0,87
1,92-10~3 60,3 30,15 30,15 0,875
1,72-10-3 60,7 30,2 30,5 0,88
1,49-10~3 61,6 30,6 31,0 0,887
1,29-10~3 62,1 30,9 31,2 0,89
1,06-10-3 62,8 31,1 31,7 0,897
0,58-10-3 63,25 31,7 31,55 0,895
0 64 32 32 0,902
Определим напор в корпусе насоса на окружности
диаметром Dcp, соответствующим положению входа в от-
водной канал, при п — 2900 об!мин.
Величина напора при Q = 0
Pi «? (wrcp)2 (0,902-304 0,105)2
— -к2- =------— =-------------------------= 84>5 м-
У 2g g 0Я1
9,81
По характеристике Q—Н (см. рис. 15) получается, что
напор насоса Но = 98 м в точке Q = 0 больше напора
в корпусе насоса. Радиусы гср черпаков № 1 и 2 одина-
ковы, а геометрия вращающихся корпусов № 1 и 2 отли-
чается несущественно.
Очевидно, добавок по напору ДН = 13,5 м получается
непосредственно перед входом в отводной канал в резуль-
тате увеличения интенсивности вихревого обмена в этом
месте между жидкостью с большими скоростями на лопат-
ках вращающегося корпуса и жидкостью с меньшими ско-
ростями в межлопаточном зазоре.
По графикам рис. 18 и 19 подсчитаем распределение
скоростей и2 в зазоре между черпаком и вращающимся
корпусом:
и
Pi + Р~~ Р* “Г" Р~2~ ’ (1)
25
Разделив обе части равенства на и'к и решая его отно-
сительно ~, получим
р2 Pi
<4
(2)
По формуле (2) подсчитаем распределение скоростей
в зазоре между черпаком и стенками корпуса для сече-
ний -у = 0,55 и -у = 1 (см. рис. 18). Данные расчета
сведены в табл. 4.
Из табл. 4 следует, что и2 изменяется в указанных
сечениях в пределах 4—7%, и для приближенных расчетов
можно принять и2 — ик.
Таблица 4
Q в м3{сек Q и, “к (Рг — Р1)-2 и 2 ик
nDcPdnP у = 0,55 — = 1 1 т = 0,55 Т = -
0 0 0,902 —0,29 —0,18 1 05 1,02
МО’3 0,0118 0,895 —0,32 —0,19 1,05 1,01
2-10-3 0,0236 0,87 —0,32 —0,2 1,04 0,99
3-Ю-3 0,0355 0,848 —0,32 —0,2 1,02 0,98
3,5-Ю-з 0,0415 0,837 —0,32 —0,2 1,01 0,95
В результате измерения поля давлений на поверхности
черпака установлено, что при обтекании участка входа
в отводной канал возможен отрыв потока, так как давле-
ние р не восстанавливается до величины рг в хвостовой
части профиля [28].
Распределение давлений по профилю очень мало ме-
няется с изменением расхода насоса, за исключением
отверстия входа в отводной канал, где течение отрывное.
Окружные скорости жидкости в межлопаточном зазоре
вращающегося корпуса меньше его окружных скоростей
по всему диапазону характеристики Q—Н насоса, что
свидетельствует о вихревом характере обменных процес-
сов.
26
Давление внутри вращающегося корпуса увеличивается
пропорционально квадрату радиуса. Пьезометрический и
скоростной напоры примерно равны в части корпуса,
свободной от черпака.
Напор перед входом в отводной канап несколько больше
суммы пьезометрического и скоростного напоров на окруж-
ности диаметром Dcp в части корпуса, свободной от чер-
пака, что также указывает на наличие вихревого процесса
в области входа в канал.
2. Расчетные характеристики
Уравнение моментной
характеристики насоса
По описанию процессов работы черпакового насоса и
течения жидкости внутри корпуса, приведенному выше,
установим связь между величинами, характеризующими
поток внутри корпуса, и моментом, который передается
лопатками вращающегося корпуса перекачиваемой жид-
кости.
Для вывода уравнения моментной характеристики про-
цесса движения жидкости в насосе следует ввести
упрощения, которые существенно не отразятся на вели-
чине момента.
1. Пространственный трехмерный поток во враща-
ющемся корпусе заменим двухмерным. Движение частиц
перекачиваемой жидкости в таком потоке происходит по
цилиндрическим поверхностям, ось которых совпадает
с осью вращения ротора насоса.
Такая замена не дает значительных погрешностей
потому, что радиальные скорости во вращающемся кор-
пусе значительно меньше окружных, а радиальный поток
не создает момента на черпаке.
2. Рассмотрим отрывное обтекание черпака. Такое
обтекание происходит на внешнем участке профиля в об-
ласти входа в отводной канал черпака.
Участок профиля черпака 2 с присоединенной «мерт-
вой» зоной в цилиндрическом сечении толщиной S рас-
смотрим как полутело, ограниченное стенками враща-
ющегося корпуса 1 и поверхностями цилиндров с радиу-
сами гг и г2 (рис. 20). Под полутелом в гидродинамике
понимают такое тело, которое начинается в каком-либо
месте рассматриваемой области и простирается в одном
из направлений в бесконечность [19].
27
3. Предположим, что явления вихревого обмена между
потоком в «мертвой» зоне (в границах полутела) и внешним
потоком (вне границ полутела) носят быстрозатухающий
характер и не влияют на распределение скоростей и давле-
ний в потоке, натекающем на черпак.
Схема движения жидкости во вращающемся корпусе
согласно принятым упрощениям представлена на рис. 20.
Слева дана развертка цилиндрического сечения враща-
Рис. 20. Расчетная схема к выводу уравнения моментной харак-
теристики насоса
ющегося корпуса 1 и неподвижного черпака 2 по среднему
радиусу гср входа в отводной канал, а справа — их ме-
ридиональное сечение.
Рассматривается схема обтекания профилеобразного
черпака с овальным входным отверстием, вытянутым в ра-
диальном направлении
На рис. 20 приняты следующие обозначения:
В — ширина вращающегося корпуса;
b — толщина тела черпака (наибольшая по ми-
делеву сечению на окружности);
Ь' — толщина полутела (по границам отрыва);
S — толщина выбранного кольца и высота вход-
ного отверстия отводного канала;
гср — расстояние от оси вращения до центра вход-
ного отверстия отводного канала;
ri и г2 — внутренний и внешний радиусы выбранного
кольца;
R — внешний радиус черпака;
— средняя окружная (и абсолютная) скорость
потока в сечении /—/;
и2 — средняя окружная (и абсолютная) скорость
потока в сечениях II—II между стенкой
корпуса и черпаком,
= BS — площадь сечения I—I кольца S, ограничен-
ного стенками вращающегося корпуса и
радиусами гх и г2;
Z7., — b'S — площадь сечения II—II полутела в грани-
цах выбранного кольца 5 (см. рис. 20);
v — средняя скорость потока во входном сечении
отводного канала;
Pi — давление по границе сечения I—Г,
р2— давление по границе сечения II—II;
ps — давление перед входом в отводной канал по
границе сечения III—III.
Уравнение изменения моментов количества движения
для объема жидкости, ограниченного сечениями I—I,
II—II, стенками корпуса и цилиндрическими поверхно-
стями радиусов гх и г2, примет вид
&М = [pQjiiy — pQ2«2 + (Pi — Рч) ^р> (3)
где ДЛ4 — изменение момента количества движения в н -м;
р —• плотность перекачиваемой жидкости в кг/м3;
Qx — расход по сечению I—I в st3/сек;
Q2 — расход по сечению II—II в м3/сек.
Используя уравнение постоянства расходов между
сечениями I—I и II—II, получим
Qi = Qz + Q, (4)
где Q — расход насоса в м3!сек.
Разность давлений выразим через разность квадратов
скоростей, применив уравнение Бернулли для участка
потока между сечениями I—I и II—II:
Pi — P2 = ^(u22 — uI).
Обозначим соотношение между площадями сечений I—I
и II—II через а. Тогда F2 = aFy. Величину (1 — а)
назовем коэффициентом стеснения потока.
Подставим выражения для Q2; и2 и (рх—р2) в урав-
нение (3).
28
29
После подстановок и алгебраических преобразований
npaBOfi части уравнение (3) примет вид
ли = I • М + 2<1 - 2“) -т2
-a(l-2a)-g-kp.
(5)
Перейдем от кольца конечной толщины S к бесконечно
тонкому кольцу. Для этого произведем следующие под-
становки:
dFx = Bdr,
— (йГ,
где co — угловая скорость жидкости;
г — радиус рассматриваемого сечения.
Для упрощения уравнения (5) примем следующие
обозначения:
А = 2 (1 —2а);
С — а (1 — 2а).
Тогда уравнение (5) примет вид
dM = 2 ДД Ь
+ — Cr Д| dr. (6)
F2
Интегрируя уравнение (6) по радиусу в пределах от R
до г0, получим момент М, действующий на черпак:
Л/f раВ Г 2^—Г0
М — "ой----vT а<в----А--
2(1 — а)2 | 4
Лео г.з — г?
9 9
~
С
(7)
3
2
После подстановки значений А и С, а также
В2 — аВ (г2 — гЛ) = aBS;
^2 — Г ср g ’
_ s_
ср 2
30
уравнение (7) примет вид
Л4 = —-Р—-
2(1 - а)2
р4___j.4
а^2В—^- + 2(1 — 2a)cor^Q —
о-;
В (г2 — Гу)
2а) Гер /у>
_ г\ Ч"
(8)
Уравнение (8) справедливо для черпаков профилеоб-
разной и сигарообразной формы.
Для упрощенного подсчета величины момента М член
в уравнении (8), содержащий Q2, может быть отброшен,
ибо влияние его не превосходит 2—3%.
Мощность N насоса определим по формуле
4 7
'v = Tooo Kem’
(9)
где сок — угловая скорость стенок вращающегося кор-
пуса.
Уравнение напорной
характеристики насоса
Теоретический напор, развиваемый рабочим колесом
с прямыми радиальными лопатками, определяется по
уравнению Эйлера [14]
И _ С0х (ГУЦ)
т g
(Ю)
Вращающийся корпус с радиальными лопатками не
отличается от рабочего колеса с открытыми радиальными
лопатками. Следовательно, выражение для теоретического
напора не меняется. Проекция абсолютной скорости vu
на окружную в этом случае равна (пгср.
Формула для теоретического напора черпакового на-
соса примет вид
____ к ср
'Г •
1 g
(11)
Наибольшей величины напор достигнет у стенок вра-
щающегося корпуса, где со сок, а наименьшей — на
расстоянии
31
Действительный напор, развиваемый насосом, меньше
теоретического на величину гидравлических потерь в кор-
пусе и отводном канале черпака. Напишем уравнение
Бернулли для потока в отводном канале между сече-
ниями III—III и IV—IV (см. рис. 6):
71^
Рвх । вх । j_j Pi । 4 ।
v2 vl
+ ^ + h^+hr. (12)
Разность энергий на выходе и на входе в насос пред-
ставляет собой его напор
,,2 v2
H = (13)
где рвх — давление на входе во вращающийся корпус;
vex — скорость жидкости на входе во враща-
ющийся корпус;
Нт — теоретический напор, развиваемый насо-
сом;
р4 — давление на выходе из диффузора отвод-
ного канала;
v4 — скорость жидкости на выходе из диффузора
отводного канала;
— скорость жидкости на входе в отводной
канал;
и — коэффициенты потерь на входе в отводной
канал и в диффузоре;
у — удельный вес жидкости;
g — ускорение свободного падения;
hr — гидравлические потери во вращающемся
корпусе вследствие разности скоростей
(ик — и).
В результате алгебраических преобразований и под-
становок уравнение (13) примет вид
н-кн—— fs2g,
где Н — действительный напор, развиваемый насосом,
в м\
32
_ коэффициент напора, зависящий от стеснения
потока черпаком;
f — площадь входа в отводной канал;
а _ суммарный коэффициент потерь в отводном
канале.
Остальные обозначения приведены выше.
Исследование уравнений
моментной и напорной
характеристик насоса
Момент М на роторе насоса определим по уравне-
нию (8) при <2 = 0:
2 2 Р
<15>
Приравнивая М = 0, определим точки пересечения мо-
ментной кривой с осью расходов:
р4___4 /1 _ 2а) г
«Ы В 4-2(1- 2а) ~ <22 = 0.
(16)
Решая уравнение (16) относительно Q, после несложных
алгебраических преобразований получим
Q = В (г-2 — Г1) ыгср 1 ± 1 4----——-----—----- •
(17)
Исследуем уравнение (17).
1. При а —> 0 и конечной толщине b черпака получим
Q = В (r2 — r4) ыср [1 ± 1 ]. (18)
Условие а —> 0 при конечном b соответствует обтека-
нию черпака в безграничном потоке: В —> оэ.
Тогда из формулы (18) получим следующие значения
расхода: Q = оо и Q = оо-0 — неопределенность.
Для раскрытия неопределенности обратимся к исход-
ному уравнению (3) моментной характеристики и подста-
вим в него уравнение (4).
3 К- Н. Спасский 33
Уравнение примет вид
АЛ4 = lpQi«i + pQ2«l --- Р@2Ы2 +
+ (Рх — Рз) FJ гср.
При а —> 0 ц2 ~р2 р± и М = pQu^p.
Отсюда следует, что в безграничном потоке М = О
при Q -- 0.
Такой результат получается потому, что уравнением (8)
не учитывается неравномерность распределения скоростей
по границам контрольной области (в данном случае по
сечениям /—/ и II—II на рис. 20).
При измерении этой величины (см. гл. I, п. 1) уста-
новлено, что неравномерность распределения скоростей и2
по ширине корпуса в сечении II—II не превышает 5%.
В условиях ограниченного потока такой неравномер-
ностью скоростей можно пренебречь и считать и2 == const
по ширине корпуса.
2. При 0 -<0,5 моментная кривая (8) имеет две
точки пересечения с осью расходов. Одна из них соответ-
ствует отрицательному значению расхода Q, а другая —
положительному.
3. При а = 0,5 получим точки пересечения с осью
расходов в бесконечности (Q = ±оо).
Подставляя данное значение а в уравнение (8), найдем,
что коэффициенты при Q и Q- равны нулю.
Следовательно, при а = 0,5 моментная кривая при-
нимает вид
М = P^(R4_r<).
4. При сс > 0,5 значения Q получаются мнимыми.
Следовательно, моментная кривая в этом случае не имеет
точек пересечения с осью расходов и располагается в верх-
ней полуплоскости от оси расходов.
5. При а —» 1 толщина профиля черпака становится
близкой к ширине корпуса (Ь —> В). Это приводит к пре-
кращению вращения жидкости вместе с корпусом (&> = 0)
и прекращению подачи (Q = 0).
Тогда уравнение (8) не пригодно для определения
величины момента М, который будет равен моменту тре-
ния между жидкостью и гладкими боковыми стенками
корпуса (лопаток уже нет).
34
Покажем, что толщина b профиля черпака оказывает
основное влияние на величину момента на «роторе» насоса.
Момент на роторе пропорционален ширине корпуса
и обратно пропорционален (1 —а) по уравнению (1о):
Л Ь'
Подставляя значение а — д- ~
м ~
в
получим
Поскольку расстояние между границами отрыва по-
тока с боковых стенок черпака Ъ' связано с толщиной про-
ь2,
филя черпака Ь, то М-----.
Напор черпакового насоса, согласно уравнению (14),
не зависит от коэффициента а.
Однако коэффициент а влияет на величину отноше-
<0
НИЯ ---.
При а —> О
при а —> 1
Отсюда максимальная величина напора соответствует
условиям безграничного потока (а —> 0).
Из анализа уравнений моментной и напорной характе-
ристик насоса следует, что напор его увеличивается,
а момент на роторе уменьшается с уменьшением разме-
ров b (или d) черпака и отношения ~ или •
Следовательно, максимальный к. п. д. насоса будет
п
ПРИ —> и и п —> оо, т. е. в схеме, конструктивно не
выполнимой. Очевидно, надо определить практически
выполнимые соотношения которые обеспечили бы
возможный максимум к. п. д.
Для использования полученных расчетных уравне-
ний моментной и напорной характеристик насоса неко-
торые величины, входящие в эти уравнения, должны быть
3* 35
определены экспериментально Это отношение угловых
скоростей жидкости и стенок вращающегося корпуса
—; коэффициент стеснения потока черпаком (1 —а);
коэффициент напора kH и суммарный коэффициент а
гидравлических потерь в отводном канале.
Из описания рабочего процесса черпакового насоса
и анализа экспериментальных внешних и внутренних
характеристик, полученных в п. 1, следует, что указан-
ные величины зависят от геометрических соотношений
и формы проточной части, числа Рейнольдса и расхода
насоса:
со _f । ь й Q
~в'' nDcod3 ’
К \ СР пр
Re; внешняя форма черпака |; (19)
.. ffb.h Q .
“' В ’ в ’z’ nD # ’
\ српр
Re; внешняя форма черпака;^ (20)
а — f ; Re; форма отводного канала ; (21)
\ пВср^пр j
Q
nDcpdnp
f / b
; Re; внешняя форма черпака
(22)
где h — высота лопатки;
z — число лопаток;
dnp = 2^/'—----приведенный диаметр отверстия входа
в отводной канал;
Re — число Рейнольдса.
Остальные обозначения приведены выше.
Для черпака сигарообразной формы вместо отноше-
b zid .
ния использовали отношение , в котором а — внеш-
В 4В г
ний диаметр сигарообразного тела в области входа в ка-
нал. Поскольку число параметров, от которых зависят
(О
----, а и а, велико и исследовать такие зависимости трудно,
36
то следует выяснить взаимозависимость между этими па-
раметрами и отбросить те, которые не влияют на изменение
указанных величин или слабо влияют.
Определим число Рейнольдса и пределы его изменения
в эксперименте, выбирая в качестве характерного геоме-
трического размера толщину b профилеобразного черпака
или диаметр d сигары для сигарообразного черпака в об-
ласти входа в отводной канал:
, е . о ___________ __ 30-0,006 . q 1П5.
Remin v ]Q~6 1,0 10 ,
&max = 18 MM; Remax = 5,4 105.
Здесь иг — окружная скорость жидкости на радиусе гср\
V — вязкость жидкости.
Изменение числа Рейнольдса в таких пределах в усло-
виях потока с развитой турбулентностью не отражалось
на внешних характеристиках насоса, а значит, не могло
отразиться и на внутренних его характеристиках [18].
Проверка влияния числа Рейнольдса производилась
в основном путем сравнения характеристик насоса, сня-
тых при разных скоростях вращения вала.
3. Влияние элементов проточной части насоса
на его внешние и внутренние
характеристики
Влияние формы черпака
на характеристики насоса
Внешняя форма черпака влияет в основном на мощ-
ность насоса. Потери профильного сопротивления зави-
сят от длины профиля I по дуге окружности диаметром Dcp,
соответствующим положению входа в отводной канал,
и от толщины b профиля (см. рис. 11).
Результаты исследования профильного сопротивле-
ния Nnp при b = const представлены на рис. 21, где
N 106
безразмерный параметр KN = —’ Увеличение I
вначале незначительно сказывается на возрастании мощ-
ности, а затем довольно существенно.
На рис. 21 отмечена область, в пределах которой вы-
бирались отношения для испытываемых черпаков.
37
Потери дискового трения для черпака в виде целого диска
(см. рис. 13) оказываются больше в 4 раза, чем сопротивле-
ние профиля с выбранным отношением —г.
ь
При изменении — от 0,1 до 0,16 профильное сопротив-
ление остается практически постоянным.
Слабое изменение потерь на этом участке объясняется
тем, что жидкость проскальзывает поверхность профиля,
Рис. 21. Зависимость профиль-
ного сопротивления - „ ; — —
, / ь \
= f ПРИ 0 — const и
А = о.,5
оторвавшись на его вход-
ном участке. С увеличе-
нием длины профиля воз-
растают потери на трение,
Рис. 22. Зависимость профиль-
Кпр
ного сопротивления —— =
f ( b \ I Т,
“Ц-s-J п₽и ^- = 0J н
В = const
так как отрывное течение жидкости не распространяется
на всю длину профиля.
С уменьшением длины профиля замечено некоторое
увеличение напора насоса. Это вызвано, вероятно, увели-
to ,
чением отношения —, так как профильное сопротивление
уменьшается с уменьшением I.
Изменение толщины b профиля черпака при I = const
также влияет на величину мощности и напора черпакового
насоса. При этом напор насоса даже несколько растет
с увеличением толщины b профиля, несмотря на то, что
средняя угловая скорость со вращающейся жидкости
должна бы уменьшаться с увеличением стеснения потока.
Очевидно, с ростом стеснения потока центробежная
составляющая напора уменьшается. Отношение ста-
38
ловится меньше, но увеличивается вихревая составля-
ющая напора. Общий напор при Q = 0 не превышает
величины —. О том, что растет интенсивность вихре-
образования, свидетельствует и значительное увеличение
мощности насоса.
Увеличение напора насоса для черпаков с толстым
профилем не приводит к повышению к. п. д. насоса, так
как потери профильного сопротивления растут в большей
степени, чем полезная мощность насоса.
На рис. 22 дана зависимость безразмерного пара-
метра К.v, характеризующего профильное сопротивление,
от отношения . В процессе эксперимента В и I остаются
постоянными, а b переменная. Из графика видно, что при
увеличении b профильное сопротивление увеличивается.
Следовательно, большее влияние на его изменение оказы-
b b
вает величина отношения , если отношение -г- нахо-
D I
дится в выбранных пределах.
Для подсчета распределения потерь трения по про-
филю был произведен эксперимент с черпаками, у которых
отверстия входа в отводной канал располагались под раз-
личными углами к натекающему потоку (рис. 23). Ре-
зультаты эксперимента показали, что около 70% по-
терь Nnp приходится на верхнюю часть профиля, где
расположен участок входа в отводной капал. Подсчет
проводили по соотношению ординат Nnp и N — Nnp
для области Q = 0. Следовательно, сопротивление давле-
ния (формы) составляет основную долю потерь при обте-
кании черпака и поэтом}' большее влияние на его вели-
чину оказывает изменение размера b и отношения
В
Применение овальной формы отверстия отводного
канала в профилеобразных черпаках (см. рис. 11) связано
исключительно с возможностью уменьшения таким спо-
собом профильного сопротивления. Однако слишком боль-
шая вытянутость отверстия в радиальном направлении
приводит к большой неравномерности распределения
скоростей на входе в отводной канал, а это снижает напор
насоса.
Уменьшение угла £ сопровождается снижением мощ-
ности и напора насоса сначала на расходах меньше опти-
мального, а в дальнейшем и по всей области характери-
39
стики насоса (см. рис. 23). При р = 45 кривая Q—Н
получается очень пологой в области малых расходов,
а к. п. д. насоса не меняется. Этот метод может быть
использован для регулирования напора насоса.
Рис. 23. Характеристики черпака с различными углами скоса р
входного участка в отводной канал (п = 2900 об!мин)
1 — Р = 90°; 2 — р = 45°; 3 — р = 25°
Сравнение показало, что оптимальный расход для
несимметричного варианта черпака уменьшается не в 2,
а в 1,5 раза:
несим
хотя проходное сечение отводного канала уменьшается
ровно в 2 раза. Расходы здесь взяты при оптимальных
к. п. д.
Потери профильного сопротивления для черпака с од-
ним профилем в 2 раза меньше, чем для того же черпака
с двумя профилями. Так как полезная мощность насоса
с несимметричным черпаком уменьшается в 1,5 раза,
а потери профильного сопротивления в 2 раза, то полу-
чается повышение к. п. д. По величине подачи и напора
насос соответствует быстроходности ns = 20.
40
Оптимальный к. п. д. этого насоса при ns = 20 с не-
симметричным черпаком № 9 без учета потерь в сальнике
составит 49% (см. п. 4, табл. 11). Оптимальный же
1] i асоса с черпаком № 3, вычисленный по харак-
теристикам на рис. 24, равен
^A^.lOOK =Э5[4%|
где Nn и N — соответственно полезная и подведенная
мощности без учета потерь в сальниках
и подшипниках.
Следовательно, увеличение к. п. д. черпакового насоса
Рис. 24. Зависимость характеристики насоса от симметрич-
ного (/) и несимметричного (2) расположения профилей чер-
пака относительно оси насоса (п — 2900 об/мин)
увеличение к. п. д. получается в основном в результате
снижения величины профильного сопротивления [23]
В дальнейшем все испытания проводились с черпаками
несимметричного типа.
Для уменьшения гидравлических потерь испытывали
отводные каналы различной формы, отличающиеся фор-
мой сечения, радиусом кривизны и углом диффузора.
При испытании каналов с разной формой сечения
установлено, что максимальный напор получается для
черпака с круглым сечением отводного канала. Отклоне-
41
ния по напору для черпака с каналом овальной формы при
отношении осей в пределах 1:2, 1 : 2,5 наименьшие.
Для оценки влияния угла диффузора отводного канала
на характеристику Q—Н насоса сравним характеристики
черпаков № 1 и 3 (рис. 25).
При увеличении диффузорности отводного канала и
неизменной мощности напор и к. п. д. возрастают. В основ-
ном они повышаются в результате смещения кривой Q—И
Рис. 25. Зависимость характеристики насоса от диффузорности
канала черпака № 1 (/) и № 3 (2) при п — 2900 об!мин
в сторону увеличения расхода Q, потому что потери в ка-
нале уменьшаются. Для выяснения работы диффузор-
ного канала измеряли пьезометрический напор на внеш-
стенке входного участка
в
в профилеобразном черпаке № 2
ней —и внутренней
отводного канала
(рис. 26).
Величина его на внешней стенке канала больше, чем
на внутренней.
Следовательно, распределение давлений и скоростей
во внешнем потоке отражается на формировании потока
внутри отводного канала. Большие давления на внешних
радиусах отводного канала и меньшие на внутренних,
42
казалось бы, должны привести к выравниванию распреде-
ления скоростей по сечению канала и к улучшению
условий преобразования скоростной энергии в давление
в диффузоре [16].
Однако при Q Qonm напор во входном участке ка-
нала оказывается больше напора на выходе из насоса,
а это значит, что диффузор неполностью преобразует ско-
ростную часть энергии в давление.
В области поворота потока на внутренней стенке ка-
нала, по-видимому, возникает отрывная зона и диффу-
зорный участок его работает неполным сечением. Увели-
чение сечения канала на выходном участке полезно и при-
водит к снижению скорости жидкости и уменьшению по-
терь на трение.
Напор в канале при Q = 0 несколько меньше напора
на выходе из насоса, потому что скорость жидкости у сте-
нок канала не равна нулю из-за возвратных течений по
стенкам. Другая форма отводного канала была испытана
в черпаке № 5 сигарообразного типа (см. рис. 14). Здесь
входной участок отводного канала имел круглую форму
в сечении, перпендикулярном к оси, и короткий конфу-
зорный участок, который переходил в почти прямоосный
диффузор, расположенный до поворота в радиальном
направлении.
Такая форма отводного канала существенно изменила
кривую Q—H, которая приняла вид, близкий к параболе,
из-за увеличения напора в оптимальной зоне характе-
ристики.
На рис. 27 дано сравнение характеристик черпакового
насоса с сигарообразным и профилеобразным черпа-
ками № 2 и 5. Увеличение напора на 5 м в оптимальной
зоне характеристики Q—Н для насоса с сигарообразным
черпаком объясняется преобразованием части скорост-
ного напора в давление в коротком диффузорном участке
до поворота канала. Круглая форма канала и неболь-
шая конфузорность на входе способствуют более равномер-
ному распределению скоростей по сечению канала. Все
явления в радиальном его участке аналогичны описанным
выше при анализе работы отводного канала в профилеоб-
разном черпаке
Следовательно, диффузорный участок необходимо рас-
полагать до его поворота в радиальном направлении либо
резко увеличивать сечение канала после входного от-
верстия.
43
Рис. 26. График распределения давлений на вход-
ном участке отводного канала черпака (л =
= 2900 об!мин)
Рис. 27 Характеристика насоса с отводными каналами различной кри-
визны в корпусе № 3 (п = 2900 об/мин)'.
1 — черпак Кг 2; 2 — черпак As 5
44
Очевидно, лучшие результаты получаются при нали-
чии хотя бы короткого прямоосного диффузора на входном
участке канала.
Испытания показали, что увеличение к. п. д. для на-
соса с сигарообразным черпаком не получается. Неболь-
шой диффузорный участок непосредственно после входного
отверстия приводит к увеличению внешнего диаметра
сигары и, следовательно, увеличению потерь сопротивле-
ния и мощности.
Величина стеснения потока (1----при испытании
черпака № 2 в корпусе № 2 равна 0,87, а при испытании
сигарообразного черпака № 5 в том же корпусе — 0,835.
Если черпаки профилеобразной и сигарообразной
формы являются телами равного сопротивления и имеют
одинаковые коэффициенты стеснения, то для насоса с си-
гарообразным nepnaKOiM можно получить несколько боль-
ший к. п. д. в результате увеличения напора в оптималь-
ной зоне характеристики Q—Н.
Наибольшие напоры и к. п. д. (см. рис. 25—27) были
получены с черпаками профилеобразнои или сигарооб-
разной формы при несимметричном их расположении от-
носительно оси насоса, отношении -~ = 0,14-0,16, ми-
нимальной толщине b профиля черпака или минимальном
диаметре d сигары (для заданного расхода Q) и наличии
отводного канала с углом диффузора 5—6°, с коротким
диффузорным участком до поворота канала в радиальном
направлении. Оптимальные формы отводных каналов и
внешней поверхности соответствуют черпакам № 1 и 5.
Экспериментальное определение
параметроврасчетных уравнений
моментной и напорной
характеристик насоса
Определение зависимости —— = f (~; -4-; z;
0)«г \ £5 £5
Q \
- — j. Передача вращения от корпуса перекачивае-
nL>cpanp )
мой жидкости осуществляется лопатками. От угловой
скорости жидкости зависят напор, расход и потребляемая
мощность насоса, а также его экономические качества.
45
Чем меньше разность — со угловых скоростей кор-
пуса и жидкости, тем меньше потребляемая мощность
насоса и выше его к. п. д., так как существенно сокра-
щаются потери вихревого обмена.
Зависимость от формы черпака не рассматривалась,
поскольку оптимальные формы черпаков были выбраны
выше 1 и в даль-
нейшем не изменялись.
Частный характер
Wl х-1
зависимости — от О
«к
или, что то же самое,
от Q был установлен
экспериментально в
п. 1. Однако на ве-
се
личину отношения ----,
кроме этого, влияют
безразмерные парамет-
b h
ры —, -п и число ло-
D D
паток z. Существует
оптимальное отношение
высоты лопатки h к ши-
рине корпуса В для каж-
Ь _
дого значения -к- и Z.
h/B
= f ПРИ оптимальном значении
b
к. п. д. насоса для каждого ——
Оптимальным отношением () называется такое,
\ о / OtWl
которое соответствует максимальному напору на единицу
затрачиваемой мощности.
гг / h \
Для определения (—^-) провели серию эксперимен-
\ D /опт
тов с несколькими вращающимися корпусами различной
ширины В. Ширину корпуса в каждом из экспериментов
оставляли постоянной. Высоту лопаток меняли торцовой
обточкой, пока потребляемая мощность не достигала своего
наименьшего значения при постоянной величине напора.
В результате испытания черпаков № 1, 2 и сигарообраз-
ного № 5 в корпусах № 1, 1а, 26 и 3 получена графическая
зависимость (рис. 28).
Для профилеобразного черпака h = 1,36. Для чер-
пака сигарообразной формы h = d. Максимальные вели-
46
„ b nd _
чины отношении -g- и , соответствующие наиболь-
шей величине стеснения потока черпаками профилеобраз-
ной и сигарообразной формы, соответственно равны 0,28
и 0,33.
(О г
Для определения зависимости --------= f
\ использовали результаты испытания черпаков в кор-
в /
пусах № 1, 1а, 16, 2, 2а, 26, которые отличались шири-
ной В.
Размеры черпаков выбрали оптимальными. Отноше-
ние -б- в этих опытах поддерживалось
В
( Q
\ nDcAP ’
I — корпус № 1, В = 90 мм; 2 — корпус № 16, В = 50 мм; 3 — корпус № 1а,
В = 70 л.н
оптимальным, число лопаток z = 8 не изменяли. Одна
из характеристик с черпаком № 3 приведена на рис. 29.
Из рисунка видно, что при изменении отношения су-
щественно меняются лишь характеристики Q—N, а ха-
рактеристики Q—Н постоянны. С увеличением отноше-
47
ния -g- мощность растет, кривая Q—N становится более
пологой, что и соответствует уравнению (9).
Момент, передаваемый от вращающегося корпуса жид-
кости, определяется по формуле
dM = 2С\р (сок — со)2 rdydr,
где коэффициент 2 берется из-за передачи момента с двух
сторон вращающегося корпуса.
Поспе интегрирования по радиусу и углу ср получим
9 /, и X2 R1 —
М = 2С1Р4 1--S-) -
(23)
При испытании вращающихся дисков в корпусах с раз-
личной шириной установлено, что коэффициент Сг —
= f Re, , где ~----------отношение ширины корпуса
к диаметру диска [20].
Зависимость, очевидно, будет той же структурно,
если диск неподвижен, а корпус вращается, или если
в корпусе установлен неполный диск. Эту зависимость
можно установить, приравнивая уравнения (8) и (23).
Тогда, пользуясь характеристиками Q—N, получен-
ными при испытании черпаков в корпусах с различной
шириной, и подсчитав по ним момент М из формулы (23),
можно определить коэффициент при условии, что рас-
о <о г ( Q \
пределение угловых скоростей -------= f --------- из-
\ nDcpdnp )
вестно для одной какой-либо комбинации черпака с кор-
пусом, а также определены их основные геометрические
размеры. Значения коэффициентов С\ приведены в табл. 5.
Зная, что Сг для черпаков с подобными профилями се-
В
чении и одинаковым отношением -у— остается постоян-
ным [28], можно определить по формуле (23) распределе-
ние угловых скоростей----для новой комбинации черпака
и корпуса (табл. 6—8). Для одинаковых величин В,
поскольку Dcp всюду примерно равные, получены одни
и те же значения С1г а для одинаковых величин стеснения
Л Ь \
потока | 1----&-] примерно одинаковое распределение
скоростей.
48
Таблица 5
Q в М31сек Q н в м Л( в нм (0 чг В в м ь в м 1 &>!«
0 1-ю-3 2 3 3,5 4 0 0,0118 0,0236 0,0353 0,0412 0,0472 96 85 72,5 55 45 30 6,06 7,28 10,1 13,7 15,7 17,65 0,9 0,89 0,87 0,85 0,84 0,825 0,732 0,723 0,727 0,735 0,746 0,724 90-Ю-3 (корпус № 2) 11,5-10“3 (черпак № 2) 0,872
0 1-Ю"3 2 3 3,5 4 0 0,0118 0,0236 0,0353 0,0412 0,0472 96 85 72,5 55 46 32 6,76 8 10,85 14,7 16,6 19,8 0,877 0,866 0,843 0,818 0,806 0,79 0,54 73-10“3 (корпус № 2а) И,5-Ю"3 (черпак № 2) 0,845
0 1-Ю-3 2 3 3,5 4 0 0,0118 0,0236 0,0353 0,0412 0,0472 96 85 72,5 55 46,5 33 11,5 12,1 14,8 18,05 20 21,7 0,814 0,81 0,79 0,767 0,754 0,744 0,4 58-10-3 (корпус № 26) 11,5 IO"3 (черпак № 2) 0,79
Таблица 6
Q в м3/сек Q >lDcpdlp н в м м в нм Ct СО В в м ь в м 1 to| о-
0 0,5-10-3 1 1,5 2 2,5 0 0,0086 0,0173 0,0259 0,0345 0,0432 102,5 96 84 68 50 27 4,1 5 6,65 8,2 9,85 11,4 0,73 0,917 0,909 0,895 0,883 0,872 0,862 90-10"3 (корпус № 1) 10-Ю-3 (черпак №3) 0,89
0 0,5-10~3 1 1,5 2 2,5 0 0,0086 0,0173 0,0259 0,0345 0,0432 102,5 96 84 68 51 28 5,05 5,6 7,08 8,73 10,35 12,1 0,54 0,894 0,888 0,874 0,86 0,847 0,836 70-Ю-з (корпус № 1а) 10-Ю-3 (черпак № 3) 0,856
0 0,5-10-3 1 1,5 2 2,5 0 0,0086 0,0173 0,0259 0,0345 0,0432 102,5 96 84 69 51,5 28,5 6,5 6,95 8,15 9,8 11,5 13,2 0,32 0,843 0,838 0,824 0,807 0,791 0,776 50-10 3 (корпус № 16) 10-Ю-3 (черпак № 3) 0,8
4
К. Н. Спасский
49
Таблица 7
в м3/сек Q И в м Л1 в н-м С, <0 (0 к В в я ь в м !-± В
nD d2 ср1* пр
0 0 99 9,05 0,877 сТ
МО"3 0,0082 91 7 10,55 0,867 ? g L '°'
2 0,0164 81 13,35 Л 7Q 0,851 о
3 0,0245 70 16,5 U, 1 о 0,834 to Й - с U,oO
4 0,0327 55 20,1 0,817 о о-
5 0,041 37,5 23,4 0,802 гп
0 0 99 10,9 0,843
1-Ю-3 0,0082 91,7 12,1 0,835 । L е=!
2 0,0164 81 13,85 л 0,823 ° с сч • у* Л Я1 к
3 0,0245 70,5 16,9 0,806 О р°!
4 0,0327 56 21,1 0,781 S2 S-
5 0,041 38,5 24,2 0,765
0 0 99 14,5 0,791 co
МО'3 0,0082 91,7 15,3 0,785 СО О 1 1 -pl О
2 0 0164 81 17,25 Л л 0 772 2*8 • 0 77
3 0,0245 70,5 19,8 0,755 ’ ° Г°_« m a - E
4 0 0327 56,5 22,8 0,737 00 <1
5 0,041 39 26 0,719
Таблица 8
Q в м3/сек Q "Dcpd<np И в м Al в н-м Ci G) чг В в м d в м std ~ ~4В
0 1-Ю-3 2 3 3,5 4 0 0,00975 0,0195 0,0292 0,034 0,039 98 94 83,5 65 51,5 36 10,1 11 13,5 16,8 18,75 20,7 0,73 0,871 0,866 0,851 0,834 0,825 0,816 90-Ю-3 (корпус № 3) 19-Ю-3 (черпак № 5) 0,835
Для упрощения расчета на рис. 30 построена экспе-
риментальная кривая Сх = f (-77-) ; данные расчета
сведены в табл. 5—8. Все испытания проводили при п —
= 2900 об!мин. По данным табл. 5—8 построена графи-
ческая зависимость
50
На рис. 31 приведена такая зависимость, построенная
для — 0, когда ограничивающие стенки отсутствуют.
В условиях безграничного
фике = 1,036.
Такое отклонение объ-
ясняется некоторой неточ-
ностью принятой прямой
ы
зависимости
ь
от
стесне-
сок
в области малых
ний, когда стенки корпуса
влияют
незначительно.
По графику рис. 31
(О
считать, что
можно
сок
1---, так как все
экспериментальные точки укладываются около некоторой
1
Рис. 31. Зависимость °* •
г ( Q \
f ------------ при изме-
tiD d2
\ ср пр /
нении
b
В
в пределах от 0,75 до 0,9
Изменение числа лопаток от 8 до 12 приводит к неко-
торому уменьшению величины отношения (-к-Л (на
г» оо \ / опт
рис. 2о отмечено точкой Л).
51
На внешних характеристиках насоса увеличение коли-
чества лопаток почти не отражается.
Определение зависимости а = f ~; г;
- - • Экспериментальными исследованиями уста-
новлено, что увеличение толщины b профиля при =
= 0,25 и уменьшение ширины В корпуса при b = const
и —- = 0,23 приводит к существенному увеличению по-
требляемой мощности и небольшому повышению напора
/ “к \
насоса ^не больше —— при Q = 0J .
Некоторое увеличение напора при использовании чер-
паков с толстыми профилями не приводит к повышению
к. п. д. насоса, так как подводимая мощность растет го-
раздо быстрее, чем полезная. Следовательно, соотноше-
ь
ние — размеров черпака и вращающегося корпуса еле-
дует выбирать в области 0 <—<0,25. Из результата
исследования уравнения (9) моментной характеристики
следует, что наименьшая величина подводимой мощности
будет соответствовать условиям безграничного потока
(а 0).
Такие условия по конструктивным соображениям
получены быть не могут, поэтому определим наименьшие
, , - b h
значения коэффициентов а при выбранном — и z.
Поскольку = 1,254-1,3 и остается постоян-
\ и ) опт
ным в пределах изменения — от 0 до 0,23, а изменение
количества лопаток z от 8 до 12 почти не отражается на
внешних характеристиках насоса, то значения сс будем
b Q
искать в зависимости от - и -------у—.
В tiD d2
ср пр
Для определения оптимальных значений коэффици-
ентов а использовали результаты тех же испытаний, кото-
рые проводились и для определения (см. табл. 5—8).
сок
По экспериментальным характеристикам и уравне-
ниям (8) и (9) построены кривые
( <2
а ~ \ п D d2 ’
\ ср пр
ь
в
(25)
52
При обработке результатов измерения коэффициент а
был выражен в явном виде из уравнения (8):
«=2(4)х[,±1 (26)
где
__ г4
ро)2в —. .. ° _ 2М
4
pv^pQ— м
Все необходимые для подсчета величины взяты из
табл. 5—8.
Результаты подсчета коэффициента а представлены
на рис. 32, из которого видно, что минимальные значе-
ния а соответствуют ----= 0,01.
филеобразной и сигарообразной формы
Очевидно, при этом значении безразмерного расхода
меняется режим обтекания черпака, так как с увеличе-
нием расхода насоса точка разветвления потока смещается
с оси отводного канала на его стенку и сокращается отрыв-
ная зона. Увеличение значений а при повышении расхода
насоса связано с тем, что растет скольжение жидкости
относительно стенок вращающегося корпуса. В результате
этого возрастают перетоки с рабочей стороны лопатки на
тыльную, а «эффективная» площадь по которой
проходит поток, уменьшается (см. рис. 16).
53
Значения а, полученные при испытании профилеобраз-
ных и сигарообразных черпаков в корпусах с различной
шириной, хорошо укладываются на кривые, соответству-
ющие одинаковым режимам работы насоса.
Значения а можно определить и по уравнению постоян-
ства расходов. Для этого воспользуемся данными табл. 4.
Результаты подсчетов представлены в табл. 9.
Таблица 9
Q в м3[сек Q «1 ик к/1 = 1 ь в
«| J* а
nD d2 ср пр
0 0 0,902 1,02 0,12
МО-3 0,0118 0,895 1,01 0,13
2-Ю-3 0,0236 0,87 0,99 0,155 0,13
3-Ю-3 20,0355 0,848 0,97 0,175
3,5-10-з 0,0415 0,837 0,95 0,18
Подсчеты произведем по формулам
Qi — Q — Q%>
BSu1 — Q = (Fx — F2) «2‘>
I r/ Д— ^2 / ui_______Q \
BS \uK BSuK J u.2 '
Обозначения даны на стр. 28 и 29 (см. рис. 20).
Некоторое отличие значении а в табл. 9 и на рис. 32
ь
при одинаковых объясняется тем, что при подсчете
табличных значений а не учитывались влияние стеснения
потока в радиальном направлении и неравномерность
распределения скоростей в выбранном сечении.
Влияние этого стеснения установить невозможно, не
зная границ, в которых деформируется поток при обте-
кании участка входа в отводной канал черпака. Скоро-
сти их измеряли только в центральной части корпуса на
расстоянии — от стенок, что также вносило некоторую
погрешность в определение величины а.
Из результатов сравнения можно заключить, что коэф-
фициент а отражает в основном геометрические изменения
в потоке и определяет величину стеснения (1 —а) потока
черпаком.
54
о b
Значения а уменьшаются с уменьшением -g-, однако
приО, И вращающиеся корпуса получаются гро-
моздкими. Поэтому из конструктивных соображений опти-
мальная область выбрана в пределах 0,11 <Z~^- <С 0,13
(см. рис. 32).
Определение коэффициента напора kH и коэффи-
циента потерь а в отводном канале черпака. Для по-
строения напорной характеристики Q—Н необходимо
Рис. 33. Зависимость коэффициента напора k^ =
знать изменение коэффициента напора kH , угловой ско-
рости со жидкости внутри вращающегося корпуса и со-
противления в отводном канале.
Определение угловой скорости жидкости со и ее изме-
нение описаны выше (см. стр. 45—52).
Коэффициенты kh и а определяют из уравнения (14),
пользуясь экспериментальными характеристиками Q—Н
черпаковых насосов с корпусами различной ширины.
При Q = 0 из уравнения (14) получим
ь - H°swk
(С0кГСр)2Ы-
(27)
При подсчете величины kh значения напора насоса Но
при Q = 0 и отношения угловых скоростей берутся
из табл. 5—8, а геометрические размеры — из табл. 1 и 2.
По уравнению (27) на рис. 33 построена графическая за-
висимость kfj = f •
55
Установлено, что для Q — 0 и при изменении — от
0,11 до 0,23 kH (—Г = 0,98 = const.
\ /
п &
При изменении отношения — в указанных выше пре-
делах и -у- = 1,254-1,3 напор насоса для Q = 0 выра-
жается формулой
Н о = О,98-^^.
g
не
Нетрудно показать, что зависимость kH
меняется с изменением расхода насоса. Пользуясь ре-
зультатами измерения давления на входном участке от-
водного канала (см. рис. 26) и данными табл. 3 и 5, под-
считаем отношение напоров во вращающемся корпусе на
окружности радиусом гср и на входе в отводной канал — .
Данные подсчета сведены в табл. 10. Из табл. 10 видно,
что отношение ~~ сохраняется постоянным для Q = 0
и максимального расхода по характеристике.
Таблица 10
Q в м3/сек <2 <0 “Г + 5: to е II to ы ьо 11 » -Ф ~ + + ’ а? Ф « I, CM ~ 04 11 а ]о» £ + н,
nDcpd2np
0 0 0,9 106 84,5 0,8
110’3 0,0118 0,895 96,5 83 0,86
2 0,0236 0,87 96 78,5 0,81
2,5 0,0294 0,86 94 76,5 0,815
3 0,0353 0,848 94 74,7 0,795
0.
Примечание. v3 = --------скорость в отводном канале;
(Рз)в + (Рз)н
р3 = „ g— — - — среднее давление на входе в отводной
канал (см. рис. 26); Н3 — напор на входе в отводной канал;
— напор во вращающемся корпусе на окружности радиу-
сом г ,; Uj — окружная скорость, а р± — давление на той же
окружности.
56
Для Q = 0 папор //3 измерен па выходе из насоса,
чтобы исключить влияние возвратных течений на входном
участке канала. В результате этих течений величина Н3
оказывается несколько заниженной при измерении давле-
ния непосредственно на входном участке канала, особенно
для таких расходов,
когда v <С иг.
Следовательно, -гД =
^3
=const по всей характе-
ристике Q—H, a kH не
зависит от режима рабо-
( Q \
ты насоса ------ „ |.
\ nDcpdnp J
Увеличение давления
перед входом в отвод-
ной канал черпака, по-
видимому, получается
в результате нагона
жидкости, который вы-
зывается усиленным ви-
хревым обменом.
По формуле (14) оп-
ределим коэффициент а
потерь на сопротивление
Рис. 34. Зависимость коэффициента
потерь в отводном канале а =
— f (------\ и формы канала:
«д Л;
1 — канал эллиптического сечения; 2 —
канал круглого сечения
в отводном канале. Для этого
воспользуемся данными табл. 2, 5—8 и графиком на рис. 33:
а
(ыгсРУг
ё
(28)
По уравнению (28) построен график а = f I----|
\ nDcpdnp )
на рис. 34.
Для отводного канала с эллиптической формой сече-
ния значения коэффициентов а укладываются на одну
кривую с отклонениями отдельных точек относительно
среднего значения в пределах (0,06—0,08) а. Для канала
с круглой формой сечения зависимость а = f — ^-2— \
\ nDcpdnp )
имеет минимум для оптимального режима работы насоса.
Очевидно, при Qonm распределение скоростей в канале
наиболее равномерное и отрыв потока от стенок канала
наименьший. Для каналов с круглой формой сечения
можно считать а — 1.
57
Уменьшение коэффициента сопротивления а для ка-
нала с круглой формой сечения свидетельствует о меньших
гидравлических потерях (см. рис. 27).
Форма и геометрические размеры отводного канала
существенно отражаются на величине коэффициента а,
который не изменяется только для каналов с геометрически
подобными размерами.
Рис. 35. Зависимость коэффициента
, , / b nd \
расхода kQ = f I — или ,
а также ———— — г ( или
nD \ В
ср пр
nd \
~4В)
С уменьшением проходного сечения канала (dnp <
10 мм) коэффициент а возрастает даже при полном
подобии геометрических
размеров, так как все
больше сказывается влия-
ние шероховатости.
Определение коэффи-
циента расхода kQ. Выше
было установлено, что на-
пор насоса и формы кри-
вой Q—Н не меняются при
изменении величины сте-
снения от 0,89—до 0,77,
хотя окружные скорости
жидкости внутри корпуса
зависят от этой величины.
Поскольку не изменяется
напор насоса, то, видимо,
не меняются расход на-
соса Q и скорость v жид-
кости в отводном канале.
Коэффициент расхода kQ в этом случае удобно опреде-
лить как отношение скорости v жидкости в канале к окруж-
ной скорости ик. Тогда расход через отводной канал опре-
делится по формуле
Q = kQfuKt (29)
где f — площадь входа в отводной канал;
ик — окружная скорость корпуса на окружности
радиуса гср.
Для определения площади входа в отводной канал
достаточно знать коэффициенты расхода kQ для оптималь-
ных режимов работы насоса.
Рассматривая характеристики черпаковых насосов,
снятые в корпусах с различной шириной (см. рис. 29),
заметим, что оптимальные режимы смещаются в сторону
, ь ,
больших расходов при увеличении отношения (умень-
58
шении ширины корпуса). Очевидно, коэффициент kQ
будет тоже зависеть от отношения По данным табл. 2,
5—8 и формуле (29) были определены зависимости, пред-
ставленные на рис. 35. Используя эти кривые и фор-
мулу (29), можно определить оптимальный расход насоса
или, наоборот, площадь входа в отводной канал, если
задан Qonm-
Так определяются основные параметры расчетных
уравнений напорной и мощностной характеристик насоса.
Способы построения полей Q—Н
Поле Q—Н черпакового насоса может быть построено
изменением величины напора и расхода насоса в резуль-
тате уменьшения диаметра черпака Dcp, а также обточки
лопаток вращающегося корпуса по внешнему диаметру или
по торцу.
Для проверки влияния уменьшения диаметра черпака
на характеристику насоса проведены испытания черпака
№ 3 с регулируемой величиной диаметра Dcp в пределах
от 210 до 190 мм.
Подсчитаем коэффициенты отношения напоров и рас-
ходов для двух характеристик насоса с черпаками, у ко-
торых Dcp соответственно 210 и 190 мм (рис. 36):
^ = 1,28; £=1,13;
^4 = 1,23; -^4-= 1,11.
(Рср)2
Сравнивая численные значения, получим следующие
зависимости:
Qi _ (-Dcp)i
Qa (Dcp)2 • (31)
При уменьшении диаметра Dcp точки характери-
стик Q—Н смещаются по параболе 1, a Q—N — по пара-
боле 2 подобных режимов, как и в обычном центробежном
насосе при обрезке рабочего колеса.
59
Рис. 36. Характеристика черпакового насоса при изменении диаметра
Dcp черпака № 3 в корпусе № 16 (п — 2900 об/мин};
1 — D _ = 210 мм; 2 — =197 мм; 3 — = 190 мм
ср ср ср
Рис. 37. Характеристика насоса в зависимости от под-
резки лопаток по диаметру (п = 2900 об/мин};
1 — лопатки полного размера; 2 — обрезаны до 0 = 210 мм
60
К- п. д. насоса почти не меняется при уменьшении Dcp
черпака на 10% (см. рис. 36).
Однако такой способ изменения напора не всегда удо-
бен, так как усложняются конструкция черпака и вся
конструкция насоса Испытания по обрезке лопаток вра-
щающегося корпуса по диаметру так же, как и уменьше-
ние диаметра Dcp черпака, приводили к смещению точек
характеристики Q—Н по параболе подобных режимов
Рис. 38. Характеристика насоса в зависи-
мости от подрезки лопаток по торцу (лопатки
обрезаны до соотношения = 0,243; 0,2;
0,172 (п = 16 000 об/мин):
сплошные линии — сигарообразный черпак,
штриховые линии — профилеобразный черпак
(рис. 37). К. п. д. насоса при обрезке лопаток по внешнему
диаметру на 7% уменьшился на 2%, что объясняется уве-
личением скольжения жидкости относительно корпуса.
Результаты испытания с обрезкой лопаток по торцу при-
ведены на рис. 38.
Оба метода регулирования напора насоса могут быть
использованы при построении полей Q—Н, однако ре-
гулирование напора изменением диаметра Dcp меньше
отражается на изменении к. п. д. насоса, так как в этом
случае т;г = const. При уменьшении Dcp до определенных
пределов значение к. п. д. может даже немного возрасти.
По данным эксперимента и расчетным уравнениям были
разработаны и испытаны рабочие детали насосов с коэф-
фициентами быстроходности 10, 15, 20 и 25.
61
4. Расчет и испытание
Баланс энергии насоса
Суммарная величина механических потерь в уплот-
нении манжетного типа, в подшипниках опорной стойки
и потери трения вращающегося корпуса о воздух (вен-
тиляционные потери) определяются по формуле
где п — скорость вращения вала в об!мин\
Р — нагрузка на чашке весов при включенном
насосе, не заполненном водой, в н;
Рх х — нагрузка на чашке весов при холостом ходе
двигателя в н.
Внутренняя мощность /V определяется по той же фор-
муле, но Р здесь соответствует навеске на чашке весов
при работающем насосе, заполненном водой, а Рхх—
холостому ходу насоса и двигателя.
Теоретический напор насоса
Нт = —к^м- (33)
гидравлическая мощность насоса
Л7 QHTy
^г~ 1000 квт'’ (34)
потери мощности на гидравлические сопротивления
N _ Q(HT—H)y
с— юоо Квт>
(35)
потери мощности на профильное сопротивление
Nnp = N — квт\ (36)
полезная мощность насоса
Мп
QHy
~ 1000
кет.
(37)
После определения составляющих потерь по мощности
построили кривые гидравлического, механического (без
учета потерь в сальниках и подшипниках) и полезного
к. п. д. насоса [21].
62
Гидравлический и механический к. п. д. определяются
по формулам
(38)
П.,£ =
N~Nnp
N
(39)
Номер корпуса и черпака Коэффици- ент быстро- ходности п Механиче- ский к. п. д. Г идравличс- ский к. и. д. Общий к. п. д.
Корпус Ле 3, черпак № 7 (сигарооб- разный) 10 0,485 0,74 0,36
Корпус Ле I, черпак Ле I 15 0,575 0,79 0,45
Корпус Ле 2, черпак Лге 9 20 0,68 0,72 0,49
Корпус Ле 3, черпак Ле 5 (сигарооб- разный) 20 0,54 0,78 0,42
Объемный к. п. д. т]0 = 1, так как внутренних утечек
нет, а утечка наружу через манжетное уплотнение очень
мала. Полезный к. п. д.
насоса Таблица 11
П = т; ») = VL«, (40)
где 7V — величина под-
водимой мощности без
учета потерь в уплотне-
нии и подшипниках.
По формулам, при-
веденным выше, под г
считывали баланс по-
терь для моделей чер-
паковых насосов с
коэффициентами быст-
роходности 10, 15, 20
и 25.
В табл. 11 приведены
оптимальные значения
к. п. д. для насосов
трех быстроходностей.
Характеристика балан-
са потерь для насоса
с ns = 15 приведена на
рис. 39.
Из табл. 11 следует, что основными в черпаковых на-
сосах являются механические потери.
Большая часть механических потерь (около 70%) по-
лучается при обтекании участка входа в отводной канал.
Уменьшить эти потери очень трудно, поскольку они обус-
ловлены необходимостью отвода жидкости из враща-
ющегося корпуса. Примерно 30% механических потерь
получаются от трения жидкости на обтекаемом участке
профиля, который выполнялся по данным продувки сим-
метричных профилей в ЦАГИ и гидродинамической лабо-
63
раТорин ВИГМ. Поскольку выбирали профили с мини-
мальным значением коэффициента сопротивления Сх,
то полученные данные по ipK, очевидно, близки к оптималь-
ным. Сравнения механических потерь, проведенные для
центробежного и черпакового насосов при ns << 30, пока-
зали, что в последнем они значительно меньше.
Механические потери в черпаковом насосе составляют
26—51 % от потребляемой мощности и зависят в основном
от формы черпака, чис-
тоты обработки его
внешней поверхности и
геометрических отноше-
о Ь
нии ;
D
Рис. 39. Баланс энергии в черпаковом
насосе с черпаком № 1 в корпусе № 1
(п — 2900 об/мин)
h
В ’
b
I ‘
п Ь
При увеличении ,
h b
уменьшении — <<
<<0,1 механические по-
тери растут, а с уве-
личением коэффициен-
та быстроходности fls
уменьшаются. Гидра-
влические потери составляют примерно 11—18% от пот-
ребляемой мощности. Эти потери получаются во враща-
ющемся корпусе и в отводном канале. Они зависят от
формы отводного канала, чистоты его обработки, отно-
h
шения , но мало зависят от ns.
Используя экспериментальные данные табл. 2 и рис. 31
и 33, определим долю гидравлических потерь, приходя-
щихся на отводной канал и
формулам
вращающийся корпус, по
Ло/ЛВ ------ // ’ ^lfi-K
^3
Нт
где Чя/гв — гидравлический к. п. д. отводного канала;
т)в к— гидравлический к. п д. вращающегося кор-
пуса;
Н — действительный напор насоса;
Нт — теоретический напор;
Н3 — напор на входе в отводной канал; Н3 =
, (®гср)"
= kH—TT~ •
64
Результаты подсчета для насоса с коэффициентом
быстроходности 15 (черпак № 1, корпус № 1) приведены
в табл. 12.
Таблица 12
Q в м3[сек Н в м Н в м т Н3 в м "г ^ошв к
0 98,5 98,5 98 1 1 1
0,5-10-3 91 95,5 95 0,95 0,96 0,99
1- IO"3 82,5 93,5 92 0,885 0,895 0,985
1,5-10-3 72 91,5 88 0,79 0,82 0,96
2-Ю-3 58 90 85 0,645 0,68 0,945
2,5-10-з 27,5 89 83 0,31 0,33 0,93
Из табл. 12 видно, что основная доля гидравлических
потерь приходится на отводной канал. Так, для оптималь-
ного режима работы насоса (Q = 1,4-10“3 мЧсек) в отводе
теряется 0,17 Нт и 0,05 Нт во вращающемся корпусе.
Лучшая форма отводного канала была получена в си-
гарообразном черпаке № 5, в котором гидравлические
потери на трение составили 0,12Яг.
Из табл. 11 следует, что гидравлический к. п. д. насоса
при этом увеличился до 0,78 только из-за улучшения ка-
чества отвода, так как ч]в к здесь уменьшился до 0,9 из-за
большего стеснения (см. табл. 8).
Небольшое расширение канала сразу после входного
отверстия привело к увеличению внешнего диаметра си-
гары и к уменьшению т)л£.
По указанной причине общий к. п. д. насоса с сига-
рообразным черпаком не увеличивается. Увеличения к
можно ожидать только в широких корпусах, что не-
удобно из-за больших габаритов конструкции.
Отсюда следует, что испытанные формы корпусов и
черпаков примерно соответствуют оптимальным.
Существенным преимуществом черпакового насоса по
сравнению с центробежным является не только более
высокий к. п. д., но и более высокий напор при одинако-
вых диаметрах ротора (см. гл. I, п. 1).
В результате увеличения напора полезная мощность
тоже возрастает и потери в черпаковом насосе перерас-
пределяются так, что механическая их составляющая
становится меньше, чем в центробежном насосе, а гидра-
влическая — примерно одинакова.
5 К. Н. Спасский
65
Как видно из графика рис. 40, общий к. п. д. воз-
растает с увеличением tis, как и для обычного центробеж-
ного насоса. При ns > 30
Чопт
60 ----—--------------------
Рис. 40. Зависимость оптимального
к. п. д. ч]опт черпакового насоса
от коэффициента быстроходности ns
значения к. п. д. черпакового
и центробежного насосов
становятся близкими одно
к другому, а осевые га-
бариты вращающихся кор-
пусов очень большими.
Следовательно, приме-
нение черпаковых насосов
с коэффициентом быстро-
ходности больше 25—30
нерационально.
Зависимость к. п. д. черпакового насоса от ширины
вращающегося корпуса при трех значениях п5 приведена
на рис. 41.
Рис. 41. Зависимость оптимального к. п. д. ч\опт
b ( nd\
от отношения -^-1 или при ns~25 (У);
ns= 20(2); ns= 15 (5)
Кавитационные испытания
черпаковых насосов
Испытания заключались в снятии кавитационных ха-
рактеристик, которые показывают зависимость действи-
тельного напора Н насоса от кавитационного запаса АЛ
при постоянной скорости вращения п ротора и зависи-
мость A/i от п.
Эти характеристики снимали на черпаковых насосах
(см. рис. 8 и 48).
Кавитационная характеристика для разных расходов Q
приведена на рис. 42. Для черпаковых и центробежных
насосов низкой быстроходности зависимость Н = f (A/i)
66
имеет одинаковый характер, а кривые N = f (Aft) от-
личаются одна от другой.
У черпакового насоса величина мощности в режиме
кавитации не изменяется, а в центробежном она умень-
шается.
В черпаковом насосе кавитация может возникать на
входных участках лопаток вращающегося корпуса и на
Рис. 42. Кавитационные характеристики черпа-
кового насоса при ns=20 с черпаком № 2 в кор-
пусе № 26 (п = 2900 об/мин):
1 — Q = Ь10-3 м*[сек: 2 — Q = 3-10-3 мя/сек
наружной поверхности профиля черпака в области * —
= 0,1 (см. рис. 17).
Уменьшение давления на входных участках лопаток
происходит в результате скачкообразного увеличе-
ния окружной скорости жидкости, поступающей на ло-
патку.
Кавитация начинается при уменьшении давления на
лопатках до величины давления насыщенных паров пере-
качиваемой жидкости.
Входные участки лопаток заполняются паровыми ка-
вернами, в связи с чем в этой области уменьшаются интен-
сивность обмена количеством движения и окружная
скорость жидкости в межлопаточном зазоре и напор на-
соса падает.
Условие отсутствия кавитации на входных кромках
лопаток для черпаковых насосов записывается, как и для
центробежных,
v 2
Aft^^-
2g
1У?
(41)
67
где Д/i — кавитационный запас;
vex — скорость жидкости на входе во вращающийся
корпус;
— относительная скорость жидкости при входе
на лопатку,
т — коэффициент кавитации, зависящий от геоме-
трии лопатки и угла Др1л между wt и поверх-
ностью лопатки.
По результатам измерения распределения давлений
на поверхности черпака № 2 установлено, что область
минимальных давлений располагается на прямой, отстоя-
щей на 0,1/ от носовой части профиля. Величина абсолют-
ного давления в этой области профиля меньше абсолют-
ного давления на входе во вращающийся корпус при лю-
бом режиме работы насоса, кроме Q = 0, когда р = рвх.
Абсолютное давление на входе определяется по фор-
муле
Рвх
У
. ту ТТ
2g — Hq Hsi
где Нб — барометрическое давление;
Hs — приведенная высота всасывания.
Абсолютное давление жидкости, измеренное в меж-
лопаточном зазоре вращающегося корпуса,
₽!.= ₽«+*±5., (42)
У у 2g 4 ’
ак — окружная скорость корпуса.
Абсолютное давление на профиле в точке х = 0,1/
определяется по графику на рис. 17:
9 9
= = + (43)
у у 2 2g у 1 ' 1 2g ’ v 1
где
. Р — Р1
р~2~
данным
— в точке х = 0,1/.
эксперимента /г2 при 0,13.
(43) следует, что наименьшая величина
По
Из формулы
давления на профиле получается в области перехода от
68
обтекаемой его части к той, где расположен входной уча-
сток отводного канала. Для черпака № 2 это точка с коор-
динатами R = 90 мм и х — 13 мм (от передней точки
профиля).
При снижении давления на входе во вращающийся
корпус до определенного предела в указанной области
может возникнуть кавитация, если в ней р «С рп.
Дальнейшее уменьшение давления на входе в насос
приводит к расширению области кавитации на профиле
к центру вращающегося
корпуса.
При уменьшении ши-
рины корпуса kA умень-
шается, a k2 увеличи-
вается, следовательно,
условия возникновения
кавитации на профи-
ле более благоприятны
в узких корпусах.
С уменьшением ухуд-
шаются и условия входа
Рис. 43. Кавитационные характери-
стики черпакового насоса с черпаком
№ 5 сигарообразного типа в кор-
пусе № 3:
1 — п=1700 об/мин, Q = 1,71- 10-3 м*/сек‘,
2 — п = 2500 об/мин, Q = 2,57 10~3 м3/сек
жидкости на лопатку из-за увеличения разности окружных
скоростей вращающегося корпуса и жидкости в межлопа-
точном зазоре. Испытания высокооборотных черпаковых
насосов с малыми зазорами между лопатками и черпаком
показали ухудшение кавитационных свойств в узких
корпусах (при — 0,2^ . При этом разрушались тор-
цовые кромки лопаток в центральной части корпуса.
С увеличением зазора между лопатками и черпаком
кавитация прекращалась. Кавитация на входных участках
лопаток приводит к уменьшению полезной мощности
насоса, на профиле — к увеличению профильного сопроти-
вления и, следовательно, механической мощности насоса.
В результате этого потребляемая насосом мощность
остается такой же, как и при нормальном режиме его
работы.
Влияние формы лопаток вращающегося корпуса от-
ражается на кавитационных свойствах насоса незначи-
тельно.
Из сравнения кривых Н — f (Ah') следует, что Ah
изменяется не пропорционально отношению > а зна-
чительно меньше (рис. 43).
69
При испытании высокооборотного черпакового на-
соса Дй уменьшается с увеличением скорости вращения
вала (рис. 44). Результаты пересчета измеренных величин
для экспериментальной модели на п — 2900 об!мин, а
для высокооборотного насоса — на п = 16 000 об1мин
приведены в табл. 13.
Таблица 13
Номер корпуса и черпака unwjgo s и га О’ 3 га £ га £ а <5 га е га О’ га га
Корпус № 26, черпак № 2 1700 2215 1,87-10-s 2,42-IO'3 14 23,9 2,1 2,4 2900 3,2-10-3 3,18- Ю~3 41 41,5 6,15 4,15
Корпус № 3, черпак № 5 1700 2500 1,71-10"3 2,57-1О-3 16,5 34,9 1,6 1,9 2900 2,92-10-3 2,98- 10~3 48 47 4,65 2,56
Черпак № 8 (высокообо- ротный черпаковый насос) 6250 9000 6250 9000 0,39-10~3 0,56-10~3 0,47-10“3 0,7- 10-3 45 86,5 33 63,5 7 3,25 7,5 4 16 000 1- ю-3 1 •1 о-3 1,2-10-3 1,24-10~3 295 275 216 202 46 10,6 49 12,7
Примечание. Параметры насоса, отмеченные штри- хом, пересчитаны по законам подобия на скорость вращения п'. Из таблицы видно, что при одинаковых расходах Q' кавитацион- ные запасы Д/г' различны. Следовательно, закон подобия не соблюдается.
Испытания проводили для подобных режимов по Q
и Н, однако изменения кавитационного запаса Дй не
подчиняются закону подобия.
Такое явление не нашло достаточно полного объясне-
ния, и о нем можно сказать лишь следующее. При давле-
нии ниже атмосферного в центральной части вращающе-
гося корпуса может скапливаться воздух, выделяющийся
из воды или проникший туда через уплотнение. Скопле-
ние его в корпусе приводит к преждевременному срыву
работы насоса до наступления кавитации.
Экспериментально установлено, что воздух выносится
из вращающегося корпуса током перекачиваемой жид-
кости через отводной канал черпака и тем быстрее, чем
70
больше расход насоса. С увеличением скорости вращения
ротора растет давление, развиваемое насосом, а количе-
ство скапливающегося воздуха уменьшается и кавитацион-
ные свойства его улучшаются.
Это явление можно объяснить и иначе. Если считать,
что скорости жидкости у стенок корпуса мало отличаются
от скоростей стенок и лопаток, то кавитация будет про-
исходить только на внешней
занной выше области. Она
может повлиять на работу
насоса, очевидно, тогда,
когда «факел» за профилем
настолько разовьется, что
вся жидкость по кольцу от
хвостовой до носовой части
профиля заполнится паро-
выми пузырьками. Напор
в этом случае начнет умень-
шаться, а расход сохранится.
Развитию «факела» из па-
ровых пузырьков за профи-
поверхности черпака в ука-
лем мешает давление в ок-
ружающем потоке. Оно рас-
тет пропорционально у-.
Этим можно также объяс-
Рис. 44. Кавитационные харак-
тер истики высокооборотного чер-
пакового насоса:
I — п = 7500 об/мин, Q = 0,42X
X 10~3 мъ/сек\ 2 — п=9000 об/мин,
Q = 0,57-10~3 м'/сек
нить улучшение кавитацион-
ных свойств с увеличением скорости вращения.
Следовательно, черпаковые насосы целесообразно при-
менять с высокой скоростью вращения вала {п
3000 об!мин). Формы черпака и лопаток, их угол на-
клона по отношению к натекающему потоку влияют на
кавитационные свойства насоса при скорости вращения
ротора п -С 3000 об/мин незначительно.
Кавитационные свойства насоса существенно улуч-
шаются при расширении вращающегося корпуса и увели-
чении зазора между лопатками и черпаком < 0,2
и ~ = 1,25--1,3 .
Понятие коэффициента кавитации С в черпаковых
насосах неприменимо, так как кавитационные характери-
стики не пересчитываются по законам подобия.
71
Методика расчета
Расчет черпаковых насосов заключается в определении
оптимальных геометрических размеров по основным соот-
ношениям элементов проточной части, которые получаются
из эксперимента и уточняются по уравнениям характе-
ристик Н = f (Q) и /V = f (Q).
По заданным параметрам насоса: расходу Q, напору Н
и скорости вращения п определяют коэффициент быстро-
ходности ns по формуле
/zs = 3,65^j-. (44)
Насосы черпакового типа применяются при коэффи-
циентах быстроходности ns = 104-30.
Затем делают прикидку основных размеров вращаю-
щегося корпуса и черпака. Вращающийся корпус выби-
рают цилиндрической формы с плоскими или вогнутыми
боковыми стенками. Черпак—профилеобразной или сигаро-
образной формы, не симметричный относительно оси насоса.
Насос с несимметричным черпаком развивает больший
напор и имеет к. п. д. выше, чем с симметричным черпа-
ком.
По заданной скорости вращения ротора насоса опре-
деляют его угловую скорость по формуле
= (45)
По известной угловой скорости сок и заданному напору
определяют средний радиус гср, на котором следует распо-
лагать вход в отводной канал черпака, по формуле
77 = (1,45 ч- 1,5) (Ю,‘2Г«’)2. (46)
Площадь входа в отводной канал подсчитывают по
формуле (29) или она может быть определена по графиче-
ской зависимости рис. 35.
Значение иливыбирают равным 0,11—0,13 из
условия наименьших механических потерь и удобства кон-
струкции.
При профилеобразной форме черпака отверстие выби-
рают овальным с отношением высоты к ширине 2 : 1 или
2,5 : 1. Для сигарообразного черпака отверстие выби-
рается круглым.
72
Зная размеры входного отверстия в отводной канал,
определяют толщину b профиля или диаметр d сигары на
радиусе гср, задавшись необходимой толщиной стенок от-
водного канал, а затем и ширину В вращающегося корпуса.
Внутренний диаметр вращающегося корпуса DK опре-
деляют в соответствии с внешним диаметром черпака при
условии, чтобы зазор между корпусом и черпаком был не
более 1—2 мм. Высоту лопаток вращающегося корпуса
определяют по рис. 28.
Количество лопаток z принимают равным 8—12 на одну
сторону корпуса.
Форма лопаток — прямые радиальные.
Длину I обтекаемой части профиля в области больших
скоростей выбирают по соотношению -у- = 0,13-4—0,15,
длину сигары — по соотношению -у- = 0,13-4-0,15.
Очертания поверхности обтекаемой части профиля и
стойки под сигару выполняют по данным продувки сим-
метричных профилей Жуковского в ЦАГИ и ВИГМ.
Координаты контуров симметричных профилей приве-
дены в табл. 14.
Таблица 14
X В % х =45%; с = 12%; Ув~ Ун хс = 50%; с = 12%; у в Ун х в % хс = 45%; с = 12%; Ув = Ун хс = с = 12%; Ув~ Ун
0 0 0 25 5,425 5,33
0,25 0,881 0,733 30 5,71 5,55
0,5 1,174 1,082 35 5,89 5,75
0,75 1,373 1,289 40 5,99 5.91
1,00 1,66 1,49 45 6,00 5,98
1,25 1,76 1,69 50 5,896 6
2,5 2,43 2,265 60 5,365 5,72
5 3,095 2,97 70 4,45 5,04
7,5 3,6 3,44 80 3,165 3,94
10 3,97 3,87 90 1,66 2,26
15 4,58 4,53 95 0,846 1,244
20 5,04 4,94 99 0,152 0,289
100 0 0
Г р и м е ч а н и е. Обозначения величин следующие:
X — длина профиля в %;
л с — координаты расположения наибольшей толщины про-
филя в %;
с — процентность профиля;
ув — координата верхней от оси границы профиля в мм;
ун — координата нижнеи от оси границы профиля в мм.
73
Оптимальные формы отводных каналов для профиле-
образных и сигарообразных черпаков приведены на рис. 11
и 14.
Шероховатость наружной поверхности черпака и
внутренней поверхности отводного канала должна быть
не ниже V6.
Выходную площадь отверстия отводного канала опре-
деляют из условия минимальных потерь скоростного на-
И1
пора (2—4%) от -и-, где ut — окружная скорость жидко-
сти на радиусе расположения входа в отводной канал.
n ( v<ex\
Площадь подвода определяют из условия 1-у-
\ /min
После такого упрощенного расчета производится про-
верка принятых значений геометрических размеров насоса
по уравнениям моментной и напорной характеристик чер-
пакового насоса.
Мощностную характеристику насоса строят по уравне-
ниям (8) и (9); напорную характеристику — по уравне-
нию (14).
Значения геометрических величин принимают из пред-
варительного расчета и эскизной проработки корпуса и
черпака.
Значения коэффициентов kH, а, сс и отношения
определяют из рис. 31—34.
При этом значениями коэффициентов а (см. рис. 34)
пользуются только при условии подобия размеров отвод-
ных каналов и каналов, для которых построен этот гра-
фик.
Для малых размеров отводных каналов (dnp < Ю мм)
определить всю форму кривой Q—Н трудно и следует огра-
ничиться лишь определением Нопт по приближенной фор-
муле (46).
Значения остальных величин соответствуют указанным
на графиках при условии выполнения внешней поверхно-
сти черпака согласно приведенной методике.
Если заданный расход отличается от оптимального,
а напор при этом расходе отличается от заданного, то
производится корректировка принятых размеров. При
этом расчет следует повторить.
Пересчет с модели на натуру производится по обычным
формулам подобия, которые применяются для центробеж-
ных насосов.
74
По изложенной методике рассчитали проточную часть
насоса 1 1/2-Х-2И, высокооборотного черпакового насоса
и насоса для оросительной установки к угольному ком-
байну.
Пример расчета насоса для оросительной установки
приведен ниже.
Современные конструкции
черпаковых насосов
На основании экспериментальных исследований моде-
лей были разработаны черпаковые насосы для перекачи-
вания воды и химически активных жидкостей.
Конструкция одноступенчатого черпакового насоса
1 1/2-Х-2И в моноблочном исполнении1 приведена на
рис. 45.
Насос предназначен для работы на предприятиях хими-
ческой промышленности; он рассчитан на подачу 7,2 м?1ч,
напор 75 м, имеет привод от асинхронного двигателя со
скоростью вращения ротора 2900 об!мин, мощностью 7 кет.
Все детали насоса, соприкасающиеся с перекачиваемой
средой, выполнены из стали Х17Н12М.ЗТ.
1 К. Н. Спасский. Черпаковый насос. Авторское свидетель-
ство № 222173, кл. 59d, 1. «Бюллетень изобретений и товарных знаков»,
№ 22, 1968 г.
75
4
Вращающийся корпус 1 сварной конструкции монти-
руется консольно на валу электродвигателя 3 и статически
балансируется.
Подвод жидкости от приемной камеры к вращающе-
муся корпусу осуществляется через кольцевой зазор,
образованный цилиндрической втулкой 7 и консольной
трубой 6 черпака. Отвод жидкости из вращающегося кор-
пуса производится по внутреннему каналу в черпаке 2
и консольной трубе (см. рис. 11, черпак № 9).
Консольную трубу черпака закрепляют в стенке прием-
ной камеры с помощью колпачковой гайки 5, которую сто-
порят шпонкой 9 от самопроизвольного проворота при
монтаже и эксплуатации насоса. Подвод жидкости к на-
сосу осуществляется через патрубок 5, отвод — через
патрубок 4.
Особенностью конструкции насоса является унифика-
ция узлов, допускающая применение двух вариантов уп-
лотнений: лабиринтно-вихревого [6] и манжетного. Для
установки нового варианта уплотнения меняют крышку
корпуса и проставочную деталь 10, на которой крепятся
отдельные элементы уплотнения. Уплотнение состоит из
двух манжет, образующих замкнутое пространство, куда
подводят чистую воду.
Для удобства изготовления и повышения класса чис-
тоты поверхности отводного канала профиль черпака
делают из двух половин, которые свариваются между собой
и с консольной трубой после фрезеровки канала.
Для уменьшения вентиляционных потерь устранен
разъем вращающегося корпуса и отверстие для монтажа
черпака перенесено на меньший диаметр. Это упрощает
и конструкцию крепления крышки к вращающемуся
корпусу.
Насос предполагается использовать для самых раз-
личных жидкостей, которые не воздействуют на сталь
Х17Н13М2Т. Он имеет высокие экономические качества
(к. п. д. 51% при коэффициенте быстроходности 20) и
хорошую всасывающую способность — до 7—7,5 м
(рис. 46). Увеличение к. п. д. натурного насоса на 2%
по сравнению с модельным получилось из-за уменьшения
профильных потерь.
Поля Q—Н черпаковых насосов, наложенные па поля
вихревых насосов типа В, приведены на рис. 47. Черпако-
вые насосы имеют одинаковые параметры по подаче и на-
пору с вихревыми насосами, но покрывают то же поле
76
с меньшим количеством типоразмеров (5 вместо 12). Ха-
рактеристики этих насосов более пологи, чем вихревых.
Кроме того, черпаковые насосы имеют к. п. д. на 10—15%
Рис. 46. Характеристика насоса Р/2-Х-2И
(гг — 2900 об!мин)
выше, чем в современных насосах типа В, и более высокую
всасывающую способность — др 8 м.
Для сравнения в табл. 15 приведены технические ха-
рактеристики черпаковых и вихревых насосов разных мо-
делей.
Рис. 47 Поля Q—Н черпаковых (сплошные линии) и вихревых
(штриховые линии) насосов
77
Таблица 15
Конструктивные особенности насоса Моноблочный с ла- биринтно-вихревым или торцовым уплот- нением Сальниковый на от- дельной опорной стойке Моноблочный с ла- биринтно-вихревым или торцовым уплот- нением
Вее в н wsiraiBJHatf э вэоэвн 1140 1170 1410
вэоэвн 300 330 350
Габаритные разме- ры в мм EHHIftf 600 * 400 ** 750 *
вэЛцЦоя dioKButf 300 270 300
w я винвяиэвэя вхоэмя ввяэаь -ибхэниКЛявя ввнихэЛио^/ 8,1—8,4 5-6,5 7,2—8,4
% я -tf -и ->i 45 25 51
шеи я кеэхвлияЬ* 4j.3OhYho;v 4,5 4,5 7,0
nnwjgo я В1ГВЯ кинэУпвбя 413OdoHQ 2900 1490 2900
w я douBj-i 40 74
vaoj^w si BhVtfoLI s-01 -3 s-01-S'l £-01 -П
Тнп насоса :S i « 3 и <7 со =s 3 "З? «g-д eg S. х *g« Сеч 1Л X С S —• S оз о- о Q >£/ ° °
78
Черпаковые насосы
позволяют перекачивать
кристаллизующиеся рас-
творы высокой темпера-
туры, жидкости с неболь-
шим количеством взвеси
или химически активные.
Одна из особенностей
черпаковых насосов заклю-
чается в отсутствии тру-
щихся и быстроизнашивае-
мых деталей. Кроме этого,
они удобно компонуются
с высокооборотным приво-
дом (например, с турбиной).
В некоторых случаях,
когда не требуется специ-
фической характеристики
объемного насоса, высоко-
оборотными черпаковыми
насосами можно заменить
винтовые насосы. Такая
замена приведет к сокра-
щению габаритных разме-
ров установки в 2—3 раза
благодаря устранению ре-
дуктора, уменьшит вес и
увеличит срок службы
агрегата 115].
Например, рассмотрим
конструкцию высокообо-
ротного черпакового на-
соса (рис. 48). Насос имеет
следующие параметры:
Q = 3,6 м3/ч, Н = 380 м,
п = 16 000 об!мин, Нвс —
от 5 м вакуума до 10 м
подпора, N = 7 кет.
Перекачиваются вода,
масло АМГ-10 или вере-
тенное.
Детали проточной ча-
сти насоса изготовлены
из стали Х18Н9Т.
79
4-05
Высокооборотный агрегат состоит из вращающегося
корпуса 9 с цилиндрическими лопатками, отогнутыми под
утлом 30е, приемного и отводного устройства 2 в виде свар-
ной консольной трубы, черпака сигарообразной формы 3
(см. рис. 14, черпак № 8), приваренного к концу консоль-
ной трубы, крышки приемной камеры 12, двух штуце-
ров 10 и 11 для подключения всасывающего и нагнета-
тельного трубопроводов и опорной стойки 4 с валом, под-
шипниками и упругой муфтой 8.
В качестве уплотнения используется лабиринтно-вих-
ревой импеллер 1 со стояночной манжетой, обеспечиваю-
щий надежною работу насоса при высокой скорости вра-
щения ротора 6].
Из-за большой скорости вращения ротора особое вни-
мание было уделено балансировке корпуса, точности изго-
товления и сборки опорного узла. Допустимый дисбаланс
для вращающегося корпуса вместе с манжетой и втулкой
лабиринтно-вихревого импеллера 12 -10-с нм. При этом
условии прогиб вала под действием веса вращающегося
корпуса, радиальной гидравлической силы давления на
профиль и центробежной силы от дисбаланса не превосхо-
дит 0,1 мм.
Критическая скорость вращения вала 13 500 об!мин,
а рабочая —на 20% выше критической.
Шариковые опоры вала устанавливают в специальной
толстостенной гильзе 5, чтобы избежать влияния всевоз-
можных перекосов от термических напряжений и напряже-
ний, возникающих при креплении отдельных деталей.
Допускаемая несоосность расточек под подшипники в этой
гильзе не должна превосходить 0,002 мм.
Для восприятия осевой нагрузки внешние кольца под-
шипников крепятся в распор с помощью специальной
втулки 6 с пружинами 7. Нагрузка в этом случае пере-
дается на оба радиально-упорных подшипника, что улуч-
шает их работу.
Подшипники смазываются густой смазкой ЦИАТИМ-
210. Срок службы агрегата определяется долговечностью
работы подшипников (—2000 ч). Привод насоса осущест-
влен через упругую муфту 8, состоящую из двух фланцев
и упругого элемента из резины марки 4004 ТУМХП-
1166-58.
Характеристика высокооборотного насоса с сигаро-
образным черпаком и лабиринтно-вихревым уплотнением,
снятая на воде, приведена на рис. 49, его кавитационная
6 К. Н. Спасский
81
характеристика — на рис. 44. Насос имеет относительно
высокий к. п. д. (до 48%), а кавитационные свойства его
улучшаются с увеличением скорости вращения ротора,
что весьма существенно для компоновки черпаковых на-
Рис. 49. Характеристика
высокооборотного чер-
пакового насоса (п =
— 16000 об!мин}
сосов с высокооборотным приводом [22]. Увеличение
к. п. д. натурного насоса на 4—5% по сравнению с мо-
дельным получалось в результате снижения потерь тре-
ния на профиле черпака благодаря применению корро-
зионностойкой стали, а также уменьшению коэффициента
стеснения.
Пример расчета черпакового на-
соса для оросительной установки
к угольному комбайну
Принцип действия оросительной установки основан на
адсорбировании угольной пыли на частицах воды при рас-
пыливании водяной струи, вытекающей с большой ско-
ростью из специальных насадков. Угольная пыль вместе
с водяными каплями оседает на пол забоя. Этим способом
производится очистка воздуха в забое.
Для подачи воды к насадкам предложен черпаковый
насос со следующими параметрами: подача Q = 5,4 л3/ч;
напор Н = 220-н230 м, скорость вращения вала п =
— 2900 об!мин.
Перекачиваемая жидкость — вода с небольшим количе-
ством угольной пыли до 0,1—0,2% по весу и размером
частиц не более 0,5 мм.
82
Корпус насоса выбран цилиндрический с плоскими
торцовыми стенками и радиальными лопатками, черпак —
профилеобразный несимметричный относительно оси на-
соса (рис. 50 и 51).
Рис. 50. Черпаковый насос НЧО-1 для оросительной установки
к угольному комбайну
Наивыгоднейшая область применения черпаковых на-
сосов соответствует 10 <ns <30. В примере коэффициент
быстроходности насоса по формуле (44) равен
ns - 7.
Однако насос рассчитаем на ns=10 с тем, чтобы рабо-
чая точка находилась в зоне недогрузочного режима. При
6* 83
этом получим выигрыш в к. п. д. в зоне недогрузочного
режима, как в центробежных насосах.
Оптимальная подача и напор в этом случае могут быть
определены только методом последовательных приближе-
ний. Задаваясь значениями Qownn вычисляя Ноптиз формулы
коэффициента быстроходности, произведем расчет харак-
теристик насоса по схеме, приведенной ниже. Если рабо-
чая точка характеристики будет удовлетворять требова-
RZ Л7
А—А
Рис. 51. Черпак к насосу НЧО-1
ниям задания, то значит, оптимальные параметры вы-
браны правильно. Выбрали Qonm = 2,4 л!сек и Нопт =
= 210 м.
По формулам (29), (45) и (46) определим параметры, зна-
чение которых равно
сок = 304 1/сек; гср = 172 мм; f = 86,5 мм2
при отношении в пределах 0,11 < 0,13.
Форма входного отверстия отводного канала овальная
с размерами 14х7лш (см. рис. 51).
Задавшись толщиной стенок черпака в зоне канала
1,5 мм, определим Ъ — 10 мм на радиусе гср. Тогда при
= 0,125 В - 80 мм.
ZJ
84
Толщина стенок черпака в зоне канала может быть и
большей, но тогда соответственно возрастут размеры Ь,
В и мощность N.
Внутренний диаметр корпуса DK определим с расчетом,
чтобы зазор между корпусом и черпаком был не менее
1—2 мм. При R = 181 мм DK = 365 мм.
Из рис. 28 определим h = 14 мм.
Число лопаток z принимаем равным 8 на каждой из
торцовых стенок корпуса. Длину I обтекаемой части чер-
пака на окружностях радиусов от гср до - - выбираем по
соотношению — = 0,13-4-0,15.
Контуры поверхности обтекаемой части профиля
принимаем по табл. 14.
Форму отводного канала и соотношение размеров вы-
берем аналогично модели черпака на рис. 11. Радиус кри-
визны канала по его оси изменяется пропорционально
VI
Выходную площадь отверстия отводного канала опре-
деляют из условия минимальных потерь скоростного на-
пора (принимаем 2%):
wi
0,02-^- = 28 м.
2g
Отсюда
vMX = 7,5 м/сек; fMX = = 320 мм*.
Обычно принимают скорость входа в пределах vex =
— 2=4 м!сек, тогда fex = 800 мм2. Диаметры труб на
входе и выходе определяют согласно принятой конструк-
тивной схеме подвода и отвода жидкости из корпуса.
При осевом подводе и концентричном отводе (см. рис. 50)
d„x = y^ =32 мм.
Принимая толщину стенки трубы 6 = 5 мм, получим
dMX = + (d„ + 26)а = 47 мм.
Округлим deblx до 50 мм, тогда иеЫХ=4,1 м!сек. Дальней-
шее увеличение площади выхода не приведет к заметному
снижению гидравлических потерь в отводе, так как вели-
чина скоростного напора стала уже меньше 1 м.
85
После упрощенного расчета произведем проверку при-
нятых значений геометрических размеров насоса по урав-
нениям моментной (8) и напорной (14) характеристик.
Геометрические размеры взяты из предварительного рас-
чета, проведенного выше, и эскизной проработки корпуса
и черпака; значения коэффициентов kH, а, а и отношения
—-----по рис. 31—34.
Подсчет ведется для нескольких значений --на.
nDcpdnp
пример, 0,01; 0,02; 0,03; 0,04. По ним вычисляются соот-
ветствующие Q для выбранных выше п = 2900 об! мин,
Dcp — 344 мм и dnp = - = 9,85 мм, а затем N и Н.
Результаты вычислений приведены в табл. 16 и 17.
Таблица 16
Q Q в м*1сек Ь в (0 чГ а Л1 в нм Aim N = — 1000 в кет
0 0,01 0,02 0,03 0,04 0 0,966-10" 3 1,93-IO"3 2,9-Ю"3 3,87-10-3 0,125 0,91 0,9 0,875 0,857 0,84 0,165 0,15 0,15 0,16 0,17 31,8 32,7 40 49 59 9,5 9,8 12 14,9 17,9
По данным табл. 16 и 17 построены теоретические ха-
рактеристики Q—Н', Q—N и Q—т] насоса. Они показаны
на рис. 52 штриховыми линиями. К. п. д. подсчитан по
обычной зависимости
QHy
~~ 1000W
(47)
Расчетный напор в рабочем режиме насоса при 1,5 X
X 10“3 м?1сек составил 229 м, что удовлетворяло заказ-
чика, так как нижний предел по техническому заданию
равен 220 .и. Корректировка размеров и пересчет характе-
ристик по указанным причинам не производились.
По данным расчета и эскизной проработки разработан
опытный образец черпакового оросительного насоса Н40-1
в моноблочном исполнении (см. рис. 50).
86
Таблица 1
kH п в об/мин DcP В ALW ^пр в лги гср в мм f В »Ш2 Q "°сА>
1,2 2900 344 9,85 \Т2 86,5 0 0,01 0,02 0,03 0,04 0,042
Q в м*[сек (£> в У/сек . ^гсрУ kH ё В м а Нвм
0 0,966-10-3 1,93-10"3 2,9-Ю-з 3,87-10-3 4,05-10-з 277 274 266 261 256 255 278 269 258 249 237 237 2,15 1,42 1,1 1 1 278 251,4 212 168 107 94,5
Насос рассчитан па подачу 8,7 л!3/ч, напор 190 м, имеет
привод от асинхронного двигателя типа КОФ 22/2 Ш2/Ф2
со скоростью вращения вала 2900 об!мин, мощностью
20 кет. Детали насоса выполнены из сталей Ст.З и 45.
Вращающийся корпус 1 сварной конструкции монти-
руют консольно на валу электродвигателя 2 (см рис. 50).
1 Подвод перекачиваемой жидкости от приемной камеры
к вращающемуся корпусу осуществляется по осевой трубе
с диффузором 9\ отвод — по кольцевому зазору 8.
Для удобства изготовления и облегчения обработки
поверхности отводного канала профиль черпака 11 де-
лают из двух половин, которые свариваются между собой
и с консольной трубой после фрезеровки канала. Кон-
сольную трубу черпака закрепляют во втулке 7 несущего
кожуха 10 гайкой 5 и стопорят шпонкой 6 от самопроизволь-
ного проворота при монтаже и эксплуатации насоса.
Для уменьшения вентиляционных потерь отверстие
в торцовой стенке корпуса для монтажа черпака сделано
небольшого диаметра, а крепление крышки 3 к корпусу
выполнено винтами «впотай».
Уплотнение 4 комбинированное лабиринтно-вихревое
и манжетное, причем манжета располагается во вращаю-
87
щейся втулке. При работе насоса жидкость удерживается
в его корпусе лабиринтно-вихревым уплотнением, а после
остановки — манжетой. Первое уплотнение рассчитано
на рабочее давление до 106 н!м\ а второе — не более
3 • 105 н/м?.
Насос испытывался на угольных шахтах Донбасса, где
были сняты его характеристики.
Экспериментальные характеристики насоса показали
удовлетворительное соответствие данных расчета и опыта.
Они показаны сплошными линиями на рис. 52. По резуль-
Рис. 52. Характери-
стики насоса НЧО-1
(п = 2900 об!мин)'.
сплошные линии — экс-
периментальные; штри-
ховые — теоретические
тэтам эксперимента напор в рабочей точке при подаче
1,5-10“3 м?!сек равен 220 м и несколько ниже расчетного.
Потребляемая мощность насоса соответствует установ-
ленной мощности электродвигателя N = 20 кет.
Увеличение мощности насоса по сравнению с расчетной
связано с большей величиной стеснения потока (1 — а)
против расчетной. Величина стеснения существенно зави-
сит от обработки наружной кромки участка входа в отвод-
ной канал. При этом, поскольку толщина стенок здесь не-
велика (2 мм), скругление наружной кромки и хоро-
шее внешнее обтекание черпака приведут одновременно
к заострению внутренней кромки входа в канал, увеличе-
нию сжатия потока при входе в канал и более крутой
форме характеристики Q—Н. В данном случае получилось
наоборот: в результате скругления внутренних кромок
входного участка канала ухудшилось внешнее обтекание
черпака, увеличились а и мощность
88
Соответствие расчетной и экспериментальной характе-
ристик Q—Н получилось более полным благодаря исполь-
зованию оптимальной формы отводного канала, которая
отличается лишь удлиненным диффузором на прямом уча-
стке.
Таким образом, исследования показали, что черпаковые
насосы имеют хорошие энергетические и конструктивные
качества и в ряде случаев могут успешно конкурировать
с вихревыми и объемными.
В некоторых случаях черпаковыми насосами могут
быть заменены вихревые насосы типа В, поскольку они
имеют те же параметры по подаче и напору, но более высо-
кий к. п. д. (до 50%), лучшие кавитационные качества
(Д/г = 1,64-1,9), более удобные способы регулирования
подачи и напора и выгодные конструктивные качества.
Кроме того, черпаковые насосы могут перекачивать загряз-
ненные химически активные жидкости и кристаллизую-
щиеся растворы. Этими насосами в одноступенчатом испол-
нении с успехом можно заменить некоторые многоступен-
чатые центробежные насосы (например, типа АЦС).
В специальных установках при наличии высокообо-
ротного привода иногда целесообразно использовать чер-
паковые насосы вместо винтовых.
Несмотря на преимущества черпаковых насосов, отме-
ченные в гл. I (стр. 75—82), они могут заменить вихревые
и объемные насосы лишь в тех случаях, когда нужны отно-
сительно высокие напоры при малых подачах и высокая
надежность в условиях перекачивания загрязненных сред,
но не нужна специфическая форма характеристики Q—Н.
Если по условиям технологического процесса требуется
крутая форма характеристики Q—Н, малая зависимость
подачи от напора, точность подачи, автоматический пуск
без предварительного залива насоса, способность к само-
всасыванию, герметичность вследствие агрессивности
среды, перекачивание сжиженных газов, то наиболее
удобны вихревые и объемные насосы.
По тем же причинам, а также благодаря малым габа-
ритным размерам и весу вихревые и объемные насосы
широко используются в гидросистемах летательных аппа-
ратов и на транспорте.
Глава II
Центробежные насосы
с эжектором на входе
1. Устройство
Насосы черпакового типа, как уже отмечалось, целе-
сообразно использовать в области высоких напоров и ма-
лых подач при ns <Z 30, где они показывают лучшие эко-
номические качества, чем центробежные, сохраняя пре-
имущества последних. Од-
Рис. 53. Схема центробежного на-
соса с эжектором на входе
нако применение насосов
этого типа не всегда удоб-
но, например, если необхо-
дима герметичная машина,
которая должна иметь ши-
рокий диапазон изменения
подач, крутую форму ха-
рактеристики, работать на
двух, отличающихся по ве-
личине, напорах при Q =
= const и обладать само-
всасывающими свойст-
вами.
Для указанных выше
условий может быть приме-
нен одноступенчатый цен-
тробежный насос с эжекто-
ром на входе (рис. 53), если перекачиваемая жидкость не
имеет взвешенных твердых частиц (33]. Модель состоит из
центробежного насоса, напорная линия 1 которого соеди-
нена обводной трубкой 2 или каналом с соплом эжектора 3,
установленного перед входом в рабочее колесо 4. Эжектор
размещают на всасывающей крышке насоса. В начальных
сечениях смесительной камеры эжектора благодаря боль-
шим скоростям выходящей из сопла рабочей жидкости
90
с расходом создается разрежение. Перекачиваемая
жидкость с расходом Qo под действием разности давлений
во всасывающем патрубке и приемной камере попадает
в смесительную камеру эжектора. Здесь в результате
смешения рабочей и перекачиваемой жидкостей энергия
последней возрастает. Перед входом в рабочее колесо
насоса создается подпор, равный манометрическому на-
пору эжектора. Напор на выходе из насоса складывается
из напоров, создаваемых эжектором и рабочим колесом.
Величину полезной подачи устанавливают открытиями
задвижек на напорной и обводной линиях; крутизну ха-
рактеристики насоса при одной и той же геометрии сопла
и камеры смешения — открытием задвижки на обводной
линии, а при разной геометрии — еще и их относитель-
ными геометрическими размерами [3].
2. Расчет
Приведенная выше схема была применена при разра-
ботке герметичного насоса для азотной кислоты. Насос
имел следующие параметры: подача Q = 2 ж3/ч, напор
Н = 60 и 30 м (при одной и той же подаче), высота всасы-
вания Нвс = 5 м при t — 20° С и 2,5 м при t = 60° С,
скорость вращения вала п = 2900 об!мин.
В качестве модельного насоса был выбран одноступен-
чатый консольный центробежный насос с коэффициентом
быстроходности 40. Эжектор рассчитан по методике, раз-
работанной кафедрой гидравлики МВТУ им. Баумана [8;
24].
По условиям задания удобно, чтобы напоры, создавае-
мые эжектором и центробежным насосом, были одинако-
выми, а эжектор служил первой ступенью насоса, создаю-
щей напор, равный половине полного напора насоса.
Однако в этом случае характеристика эжектора должна
быть очень крутой и требовалось бы перепускать через
сопло относительно большое количество жидкости (рис. 54).
На рис. 54 приняты следующие обозначения:
Нм — манометрический напор эжектора (напор за
эжектором);
Нр — рабочий напор эжектора, равный напору, соз-
даваемому рабочим колесом насоса, за вычетом
потерь в обводной линии;
Qo — полезный расход насоса;
91
Qi — расход рабочей жидкости через сопло эжектора;
k — геометрический параметр, связанный с диаме-
трами камеры смешения d0 и сопла зависи-
мостью
-^ = VA+1;
(48)
h —относительный напор, равный отношению ;
пр
q — относительный расход, равный отношению ~~.
Рис. 54. Характеристика струйных
аппаратов с цилиндрическими каме-
рами смешения h = f (q)
Крутизна характери-
стики эжектора увеличи-
вается с уменьшением
параметра k (см. рис. 54),
который связан с диамет-
ром смесительной камеры
прямой зависимостью и
обратной со скоростью
протекающей по ней жид-
кости. Это приводит к уве-
личению потерь и сниже-
нию кавитационных ка-
честв. В примере был
выбран аппарат с k — 3.
По безразмерной характе-
ристике для эжектора была
ориентировочно выбрана
рабочая точка q = 0,5,
h = 0,54 в зоне оптималь-
ных режимов.
По условию
(Нм + Нр)“ = 60 м.
(49)
Индекс ««» относится к натурному насосу, а «л» —
к модельному.
С другой стороны,
Нн
-^- = h = 0,54.
(50)
Из уравнений (49) и (50) найдем значение маномет-
рического и рабочего напоров для натурного насоса:
Нм = 21 л; Н = 39 м.
92
По значению q — 0,5 и заданному Qo = 2 м3/ч опре-
делим
он
Q? = = 1,12- 10~3ж3/сек.
Этот расход жидкости через сопло будет иметь место
при напоре насоса Нр = 39 и.
Для определения точки соответствия на характери-
стике модельного насоса воспользуемся соотношениями
подобия
я; _ (nMDM)2 . of + of __"Д1(рИ)3 ,5П
я; ~ (nHDH)2 ’ Q« + “ пн (Dw)3 ’ ( }
Поскольку пм = пн = 2900 об!мин, то
н" _ (<?02/3
- (qh)2/3 •
В нашем примере
= 36(Q?)2/3. (52)
Все построения характеристик совместной работы на-
соса и эжектора выполнены на рис. 55 в следующем по-
рядке. По уравнению (52) строим кривую 1 и находим точку
ее пересечения с характеристикой модельного насоса
Нр—Q- Опуская вертикаль на ось расходов, находим рас-
ход жидкости через сопло Qx. Характеристика сопла 2 —
квадратичная парабола, которая проходит через начало
координат и найденную точку на характеристике насоса.
По безразмерной характеристике струйного аппарата
определяем h при q = 0. Для найденного Qi определяем
Нр, а затем h и Нм эжектора при Qo = 0. Суммарная ве-
личина напора, развиваемого насосом и эжектором, равна
сумме двух напоров Нр 4- Нм, а рабочая точка опреде-
ляется пересечением горизонтали на уровне Нр + Нм
с характеристикой 2 сопла. Это и есть режим совместной
работы насоса и эжектора при закрытой задвижке на
нагнетательной линии. Остальные точки характеристики 5
(см. рис. 55) определяются следующим образом. На без-
размерной характеристике струйного аппарата (см.
рис. 54, k = 3) выбираем произвольные значения q и на-
ходим соответствующие им значения h. На рис. 55 прово-
дим произвольную горизонтальную прямую 3 Величина
горизонтального отрезка между осью ординат и характе-
93
ристикой сопла определит Qj при выбранном напоре.
Тогда из отношения q = определится расход Qo при
Рис. 55 Характеристики Q—Н'совместной работы
насоса с эжектором (п = 2900 об/мин);
5 — для параметров эжектора k = 3, dt =8,75 мм;
6 — для параметров эжектора k=4, = 12 мм; 7—для
параметров k = 3, dj = 14,5 мм
выбранном напоре. Через полученную точку А на прямой 3
и начало координат проводим параболу 4, изображающую
суммарную характеристику напорной задвижки и сопла
94
при выбранном отношении q. Далее, по точке пересечения
этой характеристики с характеристикой насоса определяем
величину Нр, а по h для выбранного q — величину Нм.
Точка совместной работы насоса и эжектора определится
пересечением горизонтали на уровне Нм + Нр с суммар-
ной характеристикой напорной задвижки и сопла при
выбранном q.
На рис. 55 видно, что если из найденной точки опустить
вертикаль до пересечения с характеристикой насоса, то
полученное значение Нр будет отличаться от определен-
ного выше. Действительная величина напора Нр может
быть определена методом последовательного прибли-
жения. Для этого надо из найденной точки опустить вер-
тикаль. Отрезок ее между осью абсцисс и характеристикой
насоса определит какое-то новое значение Нр. Поскольку
новой величине Нр будет соответствовать новое Я„, полу-
чится новая точка характеристики совместной работы на-
соса и эжектора и, следовательно, опять новое Нр. Про-
делав такое построение несколько раз, можно найти дей-
ствительную точку характеристики совместной работы
насоса и эжектора.
Величина потребляемой мощности и к. п. д. для най-
денных значений характеристики определяется пересече-
нием вертикалей, опущенных из этих точек, с кривыми
Q—/V и Q—т]. Полезная мощность установки определяется
выражением
(53)
Для анализа возможных комбинаций эжектора с насо-
сом на рис. 55 построены характеристики 6 и 7 совмест-
ной работы насоса и эжектора с большими размерами
сопел и различными геометрическими параметрами (Л =
= 2 и k = 3). Эти характеристики строились по способу,
описанному выше.
Полные расчетные характеристики приведены на рис. 56.
Из сравнения этих характеристик с характеристикой мо-
дельного насоса при его работе на недогрузке (см. рис. 55)
следует, что на режимах, соответствующих одинаковым
коэффициентам быстроходности ns, для насоса с эжектором
(k = 2, = 12 мм) получается выигрыш в к. п. д. 5%.
Кроме того, комбинация насоса с таким эжектором дает
очень крутую форму характеристики Q—Н и значительно
уменьшает установленную мощность. Расчеты всасываю-
95
щей способности эжектора показали, что применение ком-
бинации эжектора с насосом возможно лишь в тех случаях,
когда по условиям эксплуатации имеется подпор на входе
в приемную камеру эжектора. Для указанных на характе-
Рис. 56. Полные характеристики совместной ра-
боты насоса и эжектора:
суммарный напор Нр + Нм, мощность N н к. п. д.
1] (п=2900 об/минУ. 1—эжектор с параметрами k=2;
= 12 як; 2 — эжектор с параметрами k = 3;
di = 14,5 лглс
ристике параметров при отсутствии кавитации подпор
должен быть не менее 1,5 -105 н!мг. Комбинация насоса и
эжектора (k = 3, d± — 14,5 мм) выигрыша в к. п. д. и
установленной мощности не дает, хотя также обеспечи-
вается крутая форма характеристики Q—Н. Кавитацион-
96
ные свойства в этом случае получаются хорошими. Однако
по расходу и потребляемой мощности установка велика и
не соответствует условиям задания. По указанным причи-
нам был выбран первый вариант комбинации — насос
с эжектором (k — 3, dt = 8,75 мм, см. рис. 55). Пользуясь
его суммарной характеристикой, рассчитали геометриче-
ские размеры модельного эжектора.
Для этого по выбранному значению q и указанной ха-
рактеристике графически определили точку с отношением
расходов ~ и нашли суммарную величину напора Нр +
Нм и расходы Qo и Qx. В данном примере при q = 0,5
= 2,6-10-3 мЧсек, Qo = 1,3-10-3 мЧсек и Нр 4- Нм =
= 100 м.
Последующий расчет производится по формулам:
скорость г»! на выходе из сопла
= qV2g(Hp Нм) = 43 м/сек; (54)
диаметр dx сопла
dx = ]/^- = 8,75 лиг, (55)
диаметр d2 камеры смешения
d2 = dtV 1 -f- k = 17,5 мм; (56)
длина цилиндрической камеры смешения
lK = 4d2 = 70 мм. (57)
Длину диффузора определяли из условия минимума
потерь на выходе из него.
Для этого сначала вычисляли скорость в камере сме-
шения
и2 = —%- = 16,2 м/сек. (58)
~Т~
Скорость на выходе из диффузора принимаем
vd = 4 м/сек.
Тогда диаметр диффузора на выходе
7
К- Н. Спасский
97
Длина диффузора
fe = ^ = 128^,
(60)
где [3 равен половине угла раскрытия диффузора.
Для сокращения длины эжектора и более благоприят-
ного его сочетания с рабочим колесом насоса конический
диффузор заменили диффузором с кривыми стенками, в ко-
тором преобразование скорости в давление соответствует
закону = const.
Уравнение образующей такого диффузора имеет вид
(61)
где уг = ------половина диаметра выхода из диффузора
или диаметра входа в рабочее колесо;
у0 = ~----половина диаметра цилиндрической ка-
меры смешения;
1д — ориентировочно заданная длина диффу-
зора;
х и у — текущие координаты точки образующей.
По методике, описанной выше, был рассчитан модель-
ный эжектор насоса, показанного на рис. 58.
3. Экспериментальная проверка
результатов расчета
Экспериментальная характеристика совместной работы
эжектора и модельного насоса (см. рис. 58) ns = 40 при-
ведена на рис. 57.
Из рис. 57 следует, что оптимальный режим на характе-
ристике, полученной экспериментально, несколько смещен
в сторону меньших расходов и напор за оптимальным режи-
мом начинает резко уменьшаться Это можно объяснить
двумя причинами. Во-первых, из-за относительно большой
толщины стенки наконечника сопла его нельзя было ввести
в начальный участок камеры смешения, в результате чего
действительная конструкция эжектора отличалась от рас-
четной схемы. Толщину стенок сопла выбрали из условия
работы насоса на агрессивной жидкости.
98
Во-вторых, как показывают приведенные ниже расчеты,
в области больших расходов (за оптимальным режимом)
возможна кавитация. Экспериментальные характеристики
снимали при вакууме на входе в эжектор от 5 до 9 м вод. ст.
и температуре воды 20—30 С.
Рис. 57. Расчетная (штри-
ховые линии) и экспери-
ментальная (сплошные
линии) характеристики
напора 7/р+ Нм, мощ-
ности N и к. п. д. 1] при
совместной работе насоса
с эжектором на входе при
п — 2900 об/мин (построе-
ние натурной характери-
стики 2 пересчетом с мо-
дельной характеристи-
ки 1)
Подсчет высоты всасывания [8] для оптимального
режима дает следующую величину:
<у = = 0,036, (62)
Hdson = А—о(НР + Нм) = 6,5 м, (63)
где о — коэффициент кавитации;
т удон
ns —допустимая высота всасывания;
А — напор, соответствующий атмосферному давле-
нию, за вычетом давления насыщенных паров.
Возникновение явлений кавитации возможно при
Hdson > 6,5 м. Однако в эксперименте на режимах от 0 до
Qonm ее не было даже при вакууме 9,5 м вод. ст. При пода-
чах, больших Qonm, явления кавитации проявлялись в сни-
жении напора.
Т
99
Рис. 58. Герметичный насос типа
ЦНГ с эжектором на входе
Для определения коэффициентов пересчета с модели на
натуру определим точку на характеристике модели, соот-
ветствующую заданному режиму
Нн = (Нр + Нму = 60 л;
$ = 0,56 10“3 м3/сек.
Из условий подобия имеем зависимость
по которой и определим точки соответствия С и С' на
рис. 57:
Q?= 1,03 КГ3 м3/сек
и
Нм =(нр+ Н„)м = 90 м
для характеристик 1 мо-
дели и 2 натуры. Тогда
коэффициенты пересчета
характеристики модели оп-
ределятся из равенств
k0 = — = 1,85;
4 OS
kfI “ ~н~ ~~
С помощью этих коэф-
фициентов пересчитана с
модельной и построена на
рис. 57 характеристика 2
натурного насоса с эжек-
тором.
Коэффициент пересчета линейных размеров
3 / 0м
1/ 2fo_= j 23.
На основании проведенных расчетов и результатов
экспериментальной проверки был создан опытный образец
герметичного насоса 1 с эжектором 2 на входе (рис. 58).
100
Опытная проверка насоса показала, что параметры его
по напору, подаче и высоте всасывания удовлетворяют
заданию.
Задание по первому варианту параметров (Q = 2 м3/ч
и Н = 60 м) выполняется комбинацией насоса с эжекто-
ром, а по второму (Q = 2 м3/ч и Н = 30 м) — одноступен-
чатым центробежным насосом без эжектора с колесом,
обрезанным по внешнему диаметру.
Анализ характеристик совместной работы насоса с эжек-
тором на входе при различных геометрических соотноше-
ниях сопла 3 и камеры смешения 4, определяемых величи-
ной k, показал, что при коэффициентах быстроходности
ns <30 на таких установках можно получить выигрыш
в к. п. д. порядка 5—7% по сравнению с одноступенчатым
центробежным насосом, а также существенное уменьшение
устанавливаемой мощности. Кроме того, эти установки
имеют крутую форму характеристики Q—Н, что дает воз-
можность изменять напор насоса в 1,5—2 раза при незна-
чительном изменении подачи.
Эжектор удачно компонуется с одноступенчатым насо-
сом. При этом машина получается конструктивно более
простой и надежной, чем многоступенчатый насос, что
существенно, например, при перекачивании агрессивных
жидкостей.
Наиболее целесообразным представляется применение
предвключенных эжекторов в герметичных установках
с малыми подачами и высокими напорами.
Глава III
Электроимпульсные насосы
Принцип действия электроимпульсного насоса основан
на явлении, сопровождающем мощный искровой разряд
в жидкости Т Это насос объемного типа, в котором подача
перекачиваемой жидкости осуществляется посредством
вытеснения ее из рабочей камеры расширяющимся паро-
вым пузырем. Он прост по конструкции, герметичен,
не имеет механических вытеснителей, движущихся
деталей (за исключением клапанов) и уплотнений с тру-
щимися контактами.
Насосы такого типа имеют важные преимущества, и их
разработка упростит решение ряда технических задач.
1. Устройство насоса и его
рабочий процесс
Схема электроимпульсного насоса дана на рис. 59.
По торцам корпуса 1 имеются патрубки 9 и 3 для подвода
и отвода перекачиваемой жидкости. Внутри корпуса рас-
положены рабочая камера 4 с параболическим отражате-
лем 12 для направленного отражения волн давления и дви-
жущихся частиц жидкости вдоль оси насоса и электроды //,
установленные так, чтобы разряд между ними происходил
в фокусе параболы. Электроды 11 включены в цепь высоко-
вольтной обмотки трансформатора 8 с емкостью 7 и вы-
прямителем 10.
Трансформатор увеличивает напряжение питающей
сети до величины, несколько большей, чем та, которая
требуется для пробоя перекачиваемой среды между элек-
тродами. Величина подаваемого напряжения определяется
1 Л. А. Юткин и В. С. Берсенев. Гидравлический
насос. Авторское свидетельство № 107557, кл. 59, с, 1, «Бюллетень
изобретений и товарных знакор», № 7, 1957.
102
разрядным промежутком 5. Конденсатор периодически
разряжается через разрядный промежуток и электроды,
между которыми в момент разряда образуется искра.
Искра представляет собой плазменный канал с высокой
температурой, жидкость из которого удаляется в очень
короткий промежуток времени, в результате чего на стен-
ках канала возникают давления в несколько сотен мил-
Рис. 59. Схема электроимпульсного насоса
лионов н!м2, а в окружающей жидкости образуется удар-
ная волна, распространяющаяся со сверхзвуковой ско-
ростью.
При этом фронт ударной волны получается очень кру-
тым, а температуры и давления в двух слоях жидкости, рас-
положенных рядом, резко различаются, что приводит
к большим тепловым потерям. Экспериментальными иссле-
дованиями установлено, что примерно 50% энергии раз-
ряда затрачивается на излучение в ударной волне [9, 10].
Из-за очень кратковременного действия ударной волны
она не вызывает заметного перемещения жидкости в рабо-
чей камере 4. Затем за счет выделившегося тепла в канале
разряда между электродами образуется небольшая паро-
вая зона (обозначенная радиусом е) с высокими давлением
и температурой.
Зона расширяется со скоростью, в десятки раз меньшей,
чем скорость распространения ударной волны. Изменение
давлений и температур по слоям жидкости в этот период не
получается уже таким резким, и вместе с тем расширение
юз
паровой зоны протекает настолько быстро, Что окружаю-
щая жидкость не успевает нагреться за время пребывания
в рабочей камере [10, 11].
В результате расширения паровой зоны до некоторого
объема радиусом гк жидкость выталкивается из рабочей
камеры через нагнетательный клапан 2 в напорную трубу.
В момент выталкивания жидкости энергия внутрь
камеры не подводится. Поэтому с увеличением объема
паровой зоны давление и температура в ней уменьшаются
по политропическому закону.
Жидкость разгоняется и приобретает большой запас ки-
нетической энергии, которая вновь обращается в энергию
давления в момент остановки жидкости к концу цикла
нагнетания.
Давление в жидкости, выходящей из рабочей камеры,
значительно больше, чем в паровой зоне к концу ее расши-
рения. Абсолютная его величина достигает нескольких
десятков миллионов н!м2.
После завершения цикла нагнетания начинается кон-
денсация парового пузыря. Давление в рабочей камере
падает, нагнетательный клапан закрывается и при дости-
жении величины давления меньшей, чем во всасывающем
патрубке, открывается всасывающий клапан 6, через
который поступает новая порция жидкости, заполняющая
освободившееся пространство рабочей камеры 4. Затем
цикл повторяется.
Величина создаваемого давления в начальном объеме
паровой зоны, образовавшейся в момент разряда, зависит
от мощности разряда.
Конечное давление в рабочей камере насоса и количе-
ство подаваемой жидкости зависят от соотношения конеч-
ного и начального объемов паровой зоны. Чем больше
это соотношение, тем больше подача насоса за один раз-
рядный цикл и тем меньше развиваемое давление.
Величина подачи зависит и от количества циклов в се-
кунду, которое ограничено скоростью поступления жид-
кости в рабочую камеру, а последняя зависит от давления
на всасывании, сопротивления всасывающего тракта и
свойств жидкости, ее вязкости. Если частота разрядов
такова, что жидкость не успевает заполнять освобождаю-
щееся пространство в рабочей камере, то процесс работы
насоса нарушается, так как внутри этой камеры в момент
разряда всегда существует остаточная паровая зона пони-
женного давления. Наличие этой зоны приведет к сниже-
104
нию подачи и давления. При схеме насоса с клапанами
количество разрядов существенно изменять нельзя. Наи-
более эффективным способом регулирования подачи в этом
случае является изменение объема расширения парового
пузыря.
При этом с увеличением подачи насоса давление на
выходе будет уменьшаться, потому что с расширением
уменьшается давление в паровой зоне и возрастают гидрав-
лические потери, пропорциональные Q2.
Преобразование тепловой энергии в работу расширения
парового пузыря проходит сотые доли секунды, поэтому
теплообмен между паром и жидкостью не происходит и
процесс можно считать адиабатическим. Тогда наибольшая
полезная работа совершается при наибольшем расширении
пузыря и при максимально возможном соотношении между
конечным и начальным его объемами. Это соотношение
ограничено размером рабочей камеры. Внутренний к. п. д.
преобразования тепловой энергии в работу расширения
увеличивается при возрастании указанного соотношения
объемов. Назовем этот к. п. д. адиабатическим. Оптималь-
ное значение адиабатического к. п. д. соответствует такому
моменту, начиная с которого процесс расширения сильно
отклоняется от адиабатического, тепловые потери возрас-
тают, давление внутри парового пузыря уменьшается.
Внутренние потери насоса складываются из потерь пре-
образования тепловой энергии в работу расширения, ги-
дравлических и инерционных потерь, которые происходят
в основном в клапанной системе.
Скорости и ускорения перекачиваемой жидкости боль-
шие, поэтому влияние инерционных и гидравлических
потерь на напор насоса и полный внутренний к. п. д.
должно быть существенным. По указанным причинам ка-
налы под клапанами следует выполнять диффузорными,
по направлению движения жидкости, и с большими про-
ходными сечениями.
Для уменьшения инерционных потерь перед входом
в насос и на выходе из него полезно установить демпфи-
рующие емкости, частично заполненные воздухом, которые
одновременно будут способствовать уменьшению неравно-
мерности подачи и давления.
Полные потери в насосе складываются из внутренних
потерь и потерь в электрической схеме, которая в данной
работе не исследовалась. Экспериментальные характери-
стики такого насоса приведены в работе [25].
105
2. Анализ рабочего процесса
Рассмотрим движение несжимаемой жидкости, так как
время излучения ударных волн по сравнению с периодом
всего процесса расширения паровой зоны мало, а количе-
ство жидкости, выброшенной за это время из рабочей ка-
меры, незначительно. Давление и температура изменяются
по слоям жидкости в момент расширения паровой зоны не
резко. Абсолютные их величины в десятки раз меньше, чем
во время удара [9].
Уравнение движения для точки жидкости в прилежа-
щих к паровой зоне слоях имеет вид
du 1 др dv . dv . др п ,слх
—гг =---------или р + рУ^г— -4- = 0. (64)
at р dr ‘ dt 1 г dr 1 dr ' 1
тт / Л F (t)
Используя уравнение неразрывности v (г; t) =
dv d[F(t)]
и произведя подстановку —— = —г -2^ ~ в уравнение (64),
получим
где v — скорость жидкости на радиусе сферы г;
р — давление на этой сфере;
t — время;
р — плотность.
Проинтегрируем последнее уравнение по радиусу от
некоторого гк, соответствующего конечной фазе расшире-
о dr л
ния паровой зоны, когда v = = 0, до г и заменим
F (t) = r2v = г2 ~ и v = Тогда уравнение (65)
примет вид
-р-г-^-(г2-^) + 4-р(-зг)2 + р-а = 0’ <№)
где рк — давление в перекачиваемой жидкости на сфере
радиусом г = гк (см. рис. 59).
После преобразования первого члена уравнения (66)
получим
(67)
106
Тогда уравнение (66) примет вид
3 ( dr \2 . п
-гр(-зг) +р«-р = °-
(68)
Проинтегрируем это уравнение по объему от некоторого
V с радиусом е, соответствующему начальной фазе расши-
рения паровой зоны, до объема с радиусом г:
4-pr3(4-)2+4-P’=f3-f^2dr=c- (69)
е
Расширение паровой зоны идет по адиабатическому
закону, тогда последний член уравнения (69) примет вид
JprMr = 4--T^(l-^), (70)
е
где х = 1,3 — показатель политропы, р* — давление в па-
ровой зоне радиуса е.
Постоянную С определим из граничных условий: при
г = е; “ = 0 и интеграл (70) равен нулю. Тогда
С = -рр„. (71)
В результате подстановок уравнение (69) примет вид
Конечное давление в жидкости рк связано с р0 зависи-
мостью
I с. КА
Рк — Ро i 2~
(73)
при условии, что жидкость нагнетается из рабочей камеры
в емкость достаточно больших размеров с постоянным дав-
лением нагнетания р0.
Здесь — коэффициент потерь в клапане;
vKJl — скорость жидкости, проходящей через кла-
пан.
107
Зависимость между скоростью течения через клапан
vKt и скоростью движения границы паровой зоны v в ра-
бочей камере устанавливается уравнением неразрывности
v-4xr2 = vKJlFKJl,
где FKJ — проходная площадь сечения клапана.
Если произвести указанные подстановки, а также под-
становку г = ke в уравнение (72) и решить его относи-
тельно vKJl, то получим выражение (74) для скорости в кла-
пане
^КЛ --
_________ fК i
где а = ——;
е
гкл — радиус приведенной площади проходного се-
чения клапана.
Анализируя выражение (74), установим, что vKJl и,
следовательно, v движущейся границы паровой зоны и
жидкости в рабочей камере равно нулю при k = 1 и
Рк Ро _____ 1
р* “ р* ~ k(x— 1) (£2-ьfe-ь 1) ‘ v }
Первое уравнение соответствует началу фазы расши-
рения паровой зоны, а второе — ее концу.
Уравнение (75) устанавливает зависимость между дав-
лениями и размерами паровой зоны. Эта зависимость при
наличии некоторых экспериментальных данных позволит
рассчитать основные размеры рабочей камеры.
Избыточный объем жидкости в камере приводит к уве-
личению инерционных потерь и уменьшению конечного
давления рк. Поэтому объем камеры должен приближаться
или немного превосходить объем паровой зоны в конце ее
расширения.
Графики, построенные по уравнениям (75) и (76), при-
ведены на рис. 60. Давление р внутри паровой зоны изме-
няется по адиабатическому закону
„зх
(76)
108
где р* — давление в паровой зоне в начальной фазе рас-
ширения;
е — радиус этой зоны;
г — текущий радиус;
х — показатель политропы.
Из графика рис 60 следует, что давление в жидкости
к концу фазы расширения паровой зоны оказывается зна-
чительно большим, чем в этой зоне. Это можно объяснить
тем, что к моменту остановки
движения границы паровой
зоны вся кинетическая энер-
гия жидкости переходит в по-
тенциальную и давление в ней
возрастает. Различие в дав-
лениях внутри паровой зоны
и в окружающей жидкости
будет тем большим, чем боль-
ше расширится первоначаль-
но образовавшийся паровой
пузырь, а объем его будет
возрастать с уменьшением
давления нагнетания р0.
Используя выражение
(74), построим безразмерные
зависимости, определяющие
изменение скорости:
окл = f (р*-, р; k\ х\ а\ ^кл).
Обозначим безразмерные
корни в числителе и знаме-
нателе через параметры А
и В\
р!р*.Р*/Р’
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.0
0.3
0,2
0.1
О 2 0 6 8 10к=г/е
Рис. 60. Характеристика изме-
нения давления в паровой зоне
и в перекачиваемой жидкости
/да
______________________(77)
& ~ 16F Т ^кл (1 k?) *
Произведем подсчет параметров Л и В, а также
при скл = 5.
Величина £>кл выбрана ориентировочно по справочным
данным проливки клапанов [7].
109
Результаты подсчетов параметров приведены в табл. 18,
по которой построен график рис. 61.
Из табл. 18 следует, что с уменьшением отношения
радиус парового пузыря возрастает,
т-т л у
Параметра пропорционален отношению—= и опреде-
1 Р*/Р
ляет изменение скорости жидкости, находящейся на гра-
нице с паровой зоной.
Максимальные скорости
при любых значениях
получаются для k=
— 1,2—1,4, т. е. в об-
ласти малых расшире-
ний. Ускорения в пер-
вый момент расширения
паровой зоны должны
быть большими. Затем
они уменьшаются, а
давление в жидкости
возрастает. Поэтому да-
вление рк в жидкости
больше, чем р внутри
паровой зоны к концу
ее расширения.
Параметр В возрас-
тает с увеличением раз-
мера клапана гкл, осо-
бенно при малых k, и
влияет на уменьшение
максимальных скоро-
стей икл в клапане.
Влияние коэффици-
ента потерь в кла-
пане на величину пара-
метра В и скорости
становится заметным,
когда порядок величин
первого и второго членов
подкоренного выражения (78) будет примерно одинаковым.
Величина скорости тем больше зависит от £кл,
чем больше k и меньше а Поэтому^ в первой фазе расши-
рения парового пузыря, когда скорость увеличивается
ПО
J аолица Jo
(см. рис. 61), 1>кл практически не влияет на ее вели-
чину; во второй фазе, когда скорости уменьшаются,
влияет.
г» Л
Результаты подсчета отношения параметров кото-
рое пропорционально скорости в клапане, показали, что
влияние увеличения сказывается на уменьшении ско-
ростей в клапане и в рабочей камере во второй половине
фазы расширения, когда движение жидкости начинает
замедляться
Поскольку -г'*— = -4-, то тем самым определено изме-
)/р*/р в
нение скорости в клапане при различных его относитель-
ных размерах а и коэффициенте расширения k, соответ-
ствующем отношению давлений в жидкости и в паровой
зоне в момент разряда = 0,005.
Из сравнения зависимостей для параметров А и ~,
которые соответственно пропорциональны скоростям v
и vKA, следует, что скорость в клапане уменьшается с уве-
личением проходного сечения клапана. Снижение скоро-
стей в клапане должно отразиться на уменьшении гидрав-
лических потерь насоса, так как последние в основном
получаются в клапане. Эти потери могут быть оценены
гидравлическим к. п. д., который определится отношением
Лг
Ро _______Ро____
Рк
Ро + ^Р-у-
(79)
Произведем
и А = 0,005,
р
подстановки
после чего выражение (79) примет вид
(80)
Результаты подсчета по уравнению (80) приведены
в табл. 19, по которой и построена характеристика за
один цикл работы насоса (рис. 62).
И?
Таблица 19
k (Л/В)2 при Д, при
а =5 а = 10 а = 15 а —5 д = 10 а = 15
1,2 0,01 0,000625 0,00012 0,167 0,765 0,95
1,4 0,0212 0,00136 0,00029 0,086 0,595 0,87
2 0,0335 0,003 0,0008 0,0375 0,4 0,72
3 0,02 0,005 0,0016 0,09 0,28 0,56
4 0,013 0,0062 0,0023 0,133 0,245 0,465
5 0,0076 0,0062 0 0027 0,21 0,245 0,425
7 0,002 0,0016 0,0008 0,5 0,55 0,72
8 0,0007 0,00053 0,00029 0,74 0,79 0,87
9 0,0001 0,0001 0,0001 1 1 1
Если в формулу (79) подставить значение vKA по урав-
нению (74), то при больших значениях k коэффициент со-
противления в клапане сократится и, следовательно,
гидравлический к. п. д. т]г не зависит от £кл. Практически
это будет получаться при k >> 0,5 а, т. е. во второй фазе
расширения парового пузыря при а Z> 5. В этой же обла-
сти расширения, где Г[г практически не зависит от потерь
в клапане, выбрасывается наибольшее количество жидко-
сти из рабочей камеры.
Из характеристики гидравлического к. п. д. следует,
что величина его возрастает к концу фазы расширения
паровой зоны, а среднее значение за цикл увеличивается
с ростом размера клапана. Так, т]г, среднее за цикл, для
а, равного 5; 10 и 15, соответственно составляет 0,7; 0,75;
0,83.
Характеристика гидравлического к. п. д. и безразмер-
ная характеристика изменения скорости в клапане пред-
ставлены на рис. 61 и 62. Они построены для одного соот-
ношения давлений но, пользуясь табл. 18 и применяя
метод интерполяции, можно построить такие характери-
стики для любых соотношений
Р
Поскольку расширение идет по адиабатическому циклу,
то вся его работа обращается в полезную работу выталки-
вания перекачиваемой жидкости из рабочей камеры.
Величина потерь преобразования тепловой энергии
в работу может быть определена по адиабатическому к п. д.,
который эквивалентен отношению работы в адиабатиче-
8 К. Н. Спасский 113
ском процессе расширения к подведенной энергии, выде-
лившейся в зоне разряда:
У—к 1 £ ZQ1\
Лай = р (81)
при X — 1,3.
Здесь Т — температура пара, образовавшегося в мо-
мент разряда в объеме радиусом е.
Считается, что нагрев этого объема происходит в такой
промежуток времени, за который он не успевает расши-
Рис. 62. График изменения гид-
равлического к. п. д. 1]г насоса
за период выталкивания объема
жидкости из рабочей камеры
при а=5; 10 и 15 и -^-=0,005
риться. Тк — конечная тем-
пература паровой зоны после
расширения; е и гк — соот-
ветственно радиусы началь-
ной и конечной фазы расши-
рения паровой зоны.
Выше при описании рабо-
чего процесса в п. 1 было ука-
зано, что примерно 50%
энергии разряда излучается
в ударной волне. При этом
практически вся энергия из-
лучения обращается в теп-
ловые потери, так как дей-
ствие ударной врлны крат-
ковременно (порядка 10-4сек)
и не может сопровождаться
сколько-нибудь значитель-
ным выбросом жидкости из
рабочей камеры. Чтобы учесть эти потери, подста-
вим в уравнение (81) коэффициент 0,5:
(82)
Адиабатический к. п. д. процесса тем больше, чем
больше гк. Работа адиабатического цикла расширения
увеличивается с увеличением количества жидкости, вы-
брошенной из камеры.
Малое соотношение — приведет к большим размерам
гк
рабочей камеры и существенного выигрыша в к. п. д. не
даст. Поэтому максимальная величина т]ад определится до-
пустимыми габаритными размерами рабочей камеры. Сле-
114
дует учесть, что чрезмерное увеличение конечного объема
парового пузыря приведет к увеличению времени расши-
рения и большому отклонению от адиабатического закона
расширения, в результате чего возрастут тепловые по-
тери и уменьшатся рк и т]^.
Пользуясь выражением (74) для скорости, установим,
что время процесса возрастает пропорционально
гк ^Лр + * Следовательно, существует опти-
мальная величина г]ад, которая должна быть установлена
экспериментально. Итак, получается, что тепловые и ги-
дравлические потери уменьшаются при увеличении расши-
рения паровой зоны (в определенных пределах) и при уве-
личении размера площади проходного сечения клапана.
Во всех уравнениях, выведенных выше, используются
величины: е — радиус начального объема паровой зоны
и р* — давление в этом объеме.
Давление р* в зоне разряда может быть определено по
уравнению соответственных состояний, полученному из
уравнения Ван-дер-Ваальса [13],
[р' + (^г](ЗГ-1) = 8Г, (83)
V = —; Т' = — • р' =-Р—-
VKp’ 1 Ткр ’ Ркр ’
V; Т\ р — переменные объем, температура,
давление;
VKp, Ткр, ркр — критические значения объема, тем-
где
пературы и давления для рассматри-
ваемой жидкости.
Уравнение (83) не зависит от природы газа и применимо
для газов, насыщенных паров и фазового перехода между
жидкостью и газом.
В разряде пар нагревается при постоянном объеме,
равном VKp. Тогда уравнение (83) приводится к виду
Р* = Ркр(4-у?----з).
\ 2 кр /
(84)
Давление р* в зоне радиусом е определяется по фор-
муле (84). Значения ркр и Ткр определяются по справоч-
ным данным, а температура Т — в зоне разряда в зависи-
мости от его напряжения, режима и рода жидкости [5, 25[.
8* 115
По величине отношения из формулы (75) подсчйтЫ
ваем наибольшее значение k = -у- в конце расширения
паровой зоны. При этом рк — а величиной т]г задаются.
Чг
Затем определим т)а5 по формуле (82), ориентировочно
выбираем значение а = и по формулам (77) и (78)
у!
строим кривые А = f (k); В = f (6); -g- = f (k) для под-
считанного значения . По последней кривой и формуле
(80) строится зависимость т)г = f (k3) и определяется сред-
ний т)г за цикл. Если полученное значение т]г значительно
отличается от принятого, то расчет повторяется.
По величине давления р() на выходе из насоса и его рас-
ходу Qo определим потребляемую мощность:
кт__ QoPo
~~ lOOOrjadV
(85)
Одна и та же подача Qo может осуществляться за один
или несколько п разрядов в рабочей камере. Тогда энер-
гия разряда
^=4- <86)
где п — количество разрядов в секунду.
Половина этой энергии расходуется на нагревание
паровой области радиусом е, а вторая половина излучается
в ударной волне и нагревает всю окружающую жидкость
в рабочей камере.
Радиус е определим из уравнения
0,51^ = 4 ^W.7. (87>
где ркр — плотность пара, соответствующая критической
температуре, в кг/м3\
cv — удельная теплоемкость при постоянном объеме
и критической температуре в дж/(кг/град)-,
Т — температура в зоне разряда в ° К-
Определив значение е, найдем приближенные размеры
рабочей камеры по гк и клапана по отношению а = -у-.
116
3. Пример расчета насоса
Дано: подача Qo= 3,6 м3/ч, давление р0 = 107 н/м2,
перекачиваемая жидкость — дистиллированная вода. По
опытным данным температура зоны разряда в дистиллиро-
ванной воде 7= 15 000° К при минимальном напряжении
пробоя U = 164 в [5]
Давление в зоне разряда определим по формуле (84)
р* = 1,98-109 н/м2-
ркр = 2,2-107 н/м2 — для tKp = 374° С [271.
Отношение = 0,63-10~2, где т]г принято равным 0,8.
По уравнению (75) методом подбора определим /гп1ах,
которое для — 0,63-10“2 равно 7,7. Отсюда гк = 7,7е.
По графику рис. 62 для а = = 15 определим
среднее значение гидравлического к. п. д. за цикл Tja =
= 0,83. Полученное значение т]., примерно равно приня-
тому.
Значение адиабатического к п. д. подсчитываем по
формуле (82)
т]аа = 0,435.
Полный внутренний к. п. д.
Лея ^1г^1ад 0,36.
Потребляемую насосом мощность определим по фор-
муле (85):
N — 27 кет.
Предположим, что емкость в электрическом контуре
рассчитана на 2 разряда в секунду. Тогда энергия, за-
трачиваемая на один разряд, равна
Wp = 13,5 кдж.
Из уравнения (87) определим е — радиус первоначаль-
ной паровой зоны:
з
е = 1/
О.бГр-З ~ 1
——£— = 6,1 мм.
^1РкрСцГ
Значения ркр = 307 кг/м3 и cv = 1530 дж!(кг-град)
взяты из таблиц для водяного пара [27].
117
Удельная теплоемкость может быть определена и по
уравнению cv = (Х — 1) р для ИЗОХОРНОГО процесса, где
R = 8310 дж/(кг- моль) — газовая постоянная, р = 18 —
молекулярный вес водяного пара.
Конечный радиус расширения паровой зоны опреде-
лим из отношения, полученного выше: — = 7,7; гк =
— 47 мм.
Размер клапана определим из выбранного соотношения
а = 15, гкл = 91,5 мм. Клапан получается большим, од-
нако любое уменьшение проходного сечения вызовет до-
полнительные гидравлические потери и увеличение мощ-
ности разряда.
При уменьшении а до 5 из рис. 62 получим т]г = 0,7;
тогда = 0,0072; /гГ|1„ = -^ = 7,35; = 0,303; по-
р е
требная мощность разряда Np = 16,5 кет. Повторяя
расчет, приведенный выше, получим е = 6,5 мм; гк =
= 48 мм; гкл = 5е = 32,5 мм. Подаваемый расход насоса
при двух разрядах в 1 сек равен
Qo — 2-^-я, (г3к — е3) 2 nk^^e3 = 0,92 • 10-3 л3!сек.
О о
(88)
Если определить е из уравнения расхода, считая Qo =
— 0,92-10-3 мЧсек, и сравнить его с той же величиной,
определенной из уравнения (87), то окажется, что они
равны. Следовательно, в уравнении (82) значение коэффи-
циента 0,5 принято верно. По радиусу гк ориентировочно
определим внутренний диаметр рабочей камеры.
Увеличение давления нагнетания р0 приводит к увели-
Рк
чению отношения и уменьшению внутреннего к. п. д.,
так как величина расширения паровой зоны умень-
шается Последнее заметнее всего отражается на г)ад.
Очевидно, оптимальные внутренние к. п. д. порядка
0,35—0,4 могут быть получены для соотношения давлений
0,02 0,005, что, например, для воды соответствует
давлению на выходе из насоса не более 5-107 н!м2.
С уменьшением растет подача насоса, так как
увеличивается расширение паровой зоны.
118
Одновременное увеличение давления и подачи насоса
достигается при увеличении частоты разрядов, что при-
водит к необходимости повышения давления на всасы-
вании.
Увеличение давления и подачи насоса посредством про-
порционального увеличения мощности разряда нежела-
тельно, так как приводит к возрастанию емкости конден-
саторов, а их емкость и без того велика (10—20 мф).
4. Сравнение результатов исследования
с экспериментом
Модель электроимпульсного насоса, разработанная во
Всесоюзном научно-исследовательском институте электри-
фикации сельского хозяйства, имеет следующие параметры:
подача 0,94 м3/ч, напор 200 м при напряжении разряда
U = 40 • 103 в, емкости конденсатора С = 2 мф и числе раз-
рядов в секунду п = 2; жидкость—вода [25]
По напряжению разряда его температура равна Т =
= 20 000е К [51.
Расход энергии на один разряд определим по формуле
Wp ~—£— = 1600 дж, или 1,6 кдж. (89)
Радиус е найдем по формуле (87):
Величину k определим по формуле (88):
* = ]/ж+' =11>7,
тогда rK = ke = 31,6 мм.
Давление р* вычислим по формуле (84)
р* = ркр(4 ~----3\ = 26,5• 108 н/м2.
\ 1 кр )
Отношение давлений ~ определим по формуле (75):
А- = 1,91.10-3,
п* ’ ’
откуда рк = 50,8-105 н/м2.
119
При размерах клапана гК1 > 5е = 13,5 мм и отноше-
нии 0,005 гидравлический к. и. д., средний за
цикл, равен 0,6—0,7. Тогда р0 = ркг[г — 35,5 • 10б н!м2.
По экспериментальным данным внутренний к. п. д.
0,163.
2VP
По расчету этот же к. п. д.
'Чен. расч = 0,287.
Адиабатический к. п. д.
^=0,5(1-------= 0,456.
Поскольку расширение достаточно большое, а время
его невелико, то процесс близок к адиабатическому. Рас-
четная величина адиабатического к. п. д. примерно равна
действительной.
Следовательно, уменьшение давления р0 по сравнению
с расчетным получается в результате низкого гидравличе-
ского к. п. д., который в экспериментальной модели равен
= =0,356.
Гидравлические потери в модели возникают в резуль-
тате периодического разгона дополнительной массы жид-
кости в рабочей камере. Объем этой камеры намного больше
конечного объема паровой зоны, а после клапанов нет
устройств, преобразующих большие мгновенные скорости
в давления.
Оптимальные значения внутреннего к. п. д. насоса не
превышают величины 0,35—0,4 при соотношении давлений
на нагнетании и в области разряда 5-10-3 <-^5- <С 2 • 10“2,
что, например, для воды соответствует давлению нагнета-
ния от 2-106 до 5-107 н!м2.
Внутренний к. п. д. насоса в основном определяется
отношением давлений на нагнетании и в области разряда
и размером клапана. Он не зависит от абсолютной ве-
личины подачи насоса.
120
Объем рабочей камеры насоса должен быть равен или
немного превосходить конечный объем паровой зоны 3 к .
Это приводит к существенному сокращению внутренних
потерь.
Несмотря на низкий к. п. д., исследуемый тип насоса
представляет практический интерес. В одноступенчатом
исполнении на нем могут быть получены давления нагне-
тания до 5-107 н/м2 и более. Насос легко герметизируется,
имеет минимальное количество движущихся деталей.
При определенной частоте разрядов он может быть сделан
без клапанов, т. е. совсем без движущихся деталей. Его
давление и подача легко регулируются задвижкой на
нагнетательной линии без перепуска перекачиваемой жид-
кости на всасывание.
Глава IV
Вихревые насосы
1. Основы расчета
Принцип работы, области применения
и классификация насосов
Вихревые насосы отличаются от насосов других типов
гидравликой рабочего процесса, конструкцией рабочих
органов и формой характеристики.
В СССР первые опытные образцы вихревых насосов
были разработаны в 30-х годах заводом «Красный
факел» и научно-исследовательским авиадизельным ин-
ститутом [4 ].
Рабочими органами вихревого насоса (рис. 63) являются
рабочее колесо 2, представляющее собой диск с лопатками
Рис. 63. Схема вихревого насоса
на периферии, и рабочий канал, выполненный концен-
трично относительно колеса в корпусе 3 и крышке 1.
Жидкость через всасывающий патрубок 4 поступает в ка-
нал и увлекается по нему рабочим колесом к напорному
патрубку 6. Всасывающая и напорная полости рабочего
122
канала разделены перемычкой 5 по окружности колеса.
Для снижения утечек по торцовым поверхностям колеса
оно устанавливается в корпусе насоса с зазорами порядка
0,1—0,15 мм на сторону. Увеличивать зазоры сверх ука-
занных значений не рекомендуется, так как это приводит
к снижению объемного к. п. д. и подачи насоса.
Область применения вихревых насосов — малые подачи
и сравнительно высокие напоры. Они дополняют группу
центробежных насосов и являются ее продолжением в об-
ласти малых подач. Для них характерны значения коэф-
фициента быстроходности на одну ступень от 10 до 40, что
при скорости вращения 1450 об!мин соответствует подачам
от 0,14-10-3 до П-10-3 мЧсек и напорам от 5 до 200 м.
Применение вихревых насосов быстроходностью свыше
40 экономически не оправдано, так как их к. п. д. в этой
области значительно ниже, чем у центробежных насосов.
Вихревые насосы рекомендуется использовать для по-
дачи чистых жидкостей с вязкостью до 36 сст.
Вихревые насосы имеют ряд преимуществ перед насо-
сами других типов:
1) компактнее и дешевле в изготовлении;
2) обладают свойствами самовсасывания непосредст-
венно или обеспечиваются ими при помощи простых при-
способлений;
3) имеют крутопадающую напорную характеристику
и поэтому малочувствительны к колебаниям давления
в системе.
Недостатками вихревых насосов являются:
1) низкий к. п. д. (порядка 20—50%), что ограничивает
их применение при мощности привода более 40 кет;
2) более низкие кавитационные качества по сравнению
с центробежными насосами;
3) использование их только для подачи невязких жид-
костей до 36 сст; с увеличением вязкости жидкости резко
снижаются напор и к. п. д. насоса;
4) применение их для подачи только чистых жидкостей,
так как наличие абразивных частиц в перекачиваемой жид-
кости приводит к увеличению торцовых и радиальных
зазоров.
Вихревые насосы широко используют во многих отрас-
лях промышленности и сельского хозяйства: например,
для подачи легколетучих жидкостей (бензин, керосин,
спирт) на автозаправщиках, автоцистернах и стационар-
ных раздаточных установках; на химических заводах и
123
комбинатах, где требуется подавать малое количество
жидкости при большом напоре; на установках коммуналь-
ного хозяйства в качестве подпиточных; на передвижных
моечных установках малой мощности; для сельского водо-
снабжения.
Наиболее полная классификация вихревых насосов
разработана О. В. Байбаковым [1] и Б. И. Находкиным.
Вихревые насосы делят на насосы открытого и закры-
того типа.
Рабочее колесо открытого типа (рис. 64) имеет сравни-
тельно длинные лопатки. Внутренний диаметр лопаток
Рис. 64. Меридиональное сечение вихревого насоса открытого типа
с боковым каналом
меньше внутреннего диаметра канала. Перекачиваемая
жидкость поступает в канал через рабочее колесо.
Рабочее колесо закрытого типа (рис. 65) имеет короткие
лопатки, расположенные на периферии диска. Их внутрен-
ний диаметр равен внутреннему диаметру канала. Пере-
качиваемая жидкость поступает непосредственно в рабо-
чий канал.
Различие этих насосов по технико-экономическим по-
казателям в следующем:
1) вихревые насосы закрытого типа имеют более кру-
тую напорную характеристику и развивают напор при
одинаковых окружных скоростях рабочего колеса, в 1,5—
3 раза больший по сравнению с насосами открытого типа;
2) насосы закрытого типа имеют максимальный к. п. д.
30—50%, а насосы открытого типа — 20—40%;
3) насосы закрытого типа имеют более низкую всасы-
вающую и самовсасывающую способность по сравнению
с насосами открытого типа.
124
Использование вихревых насосов открытого типа мо-
жет быть экономически оправдано при малых мощностях
привода.
Разновидностью вихревых насосов является центро-
бежно-вихревые насосы [12], которые имеют две ступени,
работающие последовательно. Первая ступень — центро-
Рис. 65. Меридиональное сечение вихревого насоса закрытого
типа с периферийно-боковым каналом
бежная, вторая — вихревая. Сочетание этих ступеней по-
зволило создать компактный высоконапорный насос, обла-
дающий самовсасыванием и имеющий хорошую всасываю-
щую способность.
Рабочий процесс
Работа вихревого насоса основана на передаче энергии
лопатками рабочего колеса потоку жидкости в канале.
Передача энергии происходит в результате переноса коли-
чества движения частицами жидкости, движущимися
в межлопаточных ячейках рабочего колеса, потоку жид-
кости в рабочем канале насоса. Перенос количества движе-
ния при работе вихревого насоса осуществляется следую-
щими путями.
125
1. Увлекающее действие колеса. При вращении колеса
жидкость движется вдоль по каналу в направлении его
вращения. Увлекающее действие колеса обусловлено
вязкостью жидкости при ламинарном режиме течения и
переносом количества движения мельчайшими вихрями
пограничного слоя при турбулентном режиме.
2. Продольные вихри. При движении жидкости по кри-
волинейному каналу появляются продольные вихри (см.
рис. 64 и 65), возникающие вследствие неуравновешенности
центробежных сил, действующих на частицы жидкости
в межлопаточных ячейках колеса и в рабочем канале.
Частицы жидкости, выходя из межлопаточных ячеек
колеса в рабочий канал насоса, передают потоку жидкости
в канале некоторое количество движения, сообщая при
этом жидкости импульс в направлении вращения рабочего
колеса.
3. Радиальные вихри. При обтекании потоком жидкости
колеса за лопатками образуются радиальные вихри (см.
рис. 64 и 65). Они периодически срываются и уносятся
в рабочий канал насоса, перенося туда некоторое количе-
ство движения. На их месте у лопаток образуются новые
вихри.
При движении рабочего колеса в потоке жидкости воз-
никает сложная система продольных и радиальных вихрей,
с помощью которых осуществляется перенос количества
движения из межлопаточных ячеек колеса в рабочий ка-
нал насоса. Передача энергии от рабочего колеса жидко-
сти в канале сопровождается значительным повышением
напора в нем. При этом происходят большие потери энер-
гии, поэтому к. п. д. вихревых насосов ниже, чем цен-
тробежных.
Продольные и радиальные вихри, возникающие при
работе насоса, действуют совместно. Преобладающая роль
и интенсивность тех или других вихрей, влияющих на
величину напора и форму характеристики насоса, зависят
от соотношения геометрических размеров и конфигурации
рабочего колеса и канала, а также от режима работы на-
соса.
Законы подобия для вихревых
насосов
Экспериментами установлено, что для вихревых насо-
сов справедливы законы подобия. Одним из критериев
подобия является коэффициент быстроходности.
126
При выборе модели по заданному напору, подаче и ско-
рости вращения вала определяется коэффициент быстро-
ходности натурного вихревого насоса. Из существующих
моделей насосов выбирается та, для которой значение вы-
численного коэффициента быстроходности соответствует
оптимальному или близкому к нему режиму работы.
Учитывая, что вихревые насосы по абсолютным разме-
рам и параметрам сравнительно мало отличаются один
от другого (подачи насосов находятся в пределах 1—
40л13/ч, и наружные диаметры колес изменяются в пределах
80—200 мм), в первом приближении можно принять объем-
ные, гидравлические и механические к. п. д. одинаковыми
у модельного и натурного насосов. В этом случае формулы
подобия для подачи, напора и потребляемой мощности
имеют вид
где к ~ ----отношение линейных размеров натурного
и модельного насосов.
Расчет вихревого насоса по формулам подобия является
приближенным. Степень точности расчетных и эксперимен-
тальных характеристик зависит от величины коэффициента
масштабного пересчета Л. (при X, близких к единице, сте-
пень точности выше) и отношения скоростей вращения.
Известно, что торцовые и радиальные зазоры между ра-
бочим колесом и корпусом оказывают большое влияние на
напор насоса. Для повышения напора вихревого насоса
зазоры делают минимальными. Следовательно, они не
подчиняются законам моделирования.
Число лопаток рабочего колеса также не учитывается
при модельном пересчете.
Экспериментальные исследования показали, что при
пересчете вихревых насосов с 1450 на 2900 об!мин в расчет
характеристик необходимо вводить поправочные коэффи-
циенты.
Методы расчета
Сложность рабочего процесса вихревого насоса при-
вела к появлению большого количества теорий рабочего
процесса и методов расчета насосов. Большинство этих
методов подробно изложены в работе 12].
127
В последние годы появился еще ряд методов расчета
вихревых насосов.
Для удобства обобщения расчетных данных по вихре-
вым насосам воспользуемся следующими безразмерными
величинами, которые применяются в отечественной и зару-
бежной литературе: коэффициент напора
<9°)
коэффициент подачи
ч>=4; <91>
коэффициент мощности
, _ 'Фф
Л —• --
“П
или
и = 204-4^, (92)
pu3F ' '
где Н — напор насоса в м\
Q — подача насоса в м?!сек\
N — потребляемая насосом мощность в кет;
и — окружная скорость рабочего колеса в м/сек',
F — площадь меридионального сечения рабочего
канала в м2.
Для определения напора вихревого насоса О. В. Байба-
ков [2] предлагает уравнение
Нк = (ад - vulU1), (93)
где Нк — напор, сообщаемый перекачиваемой жидкости
в результате вихревого рабочего процесса;
г\гк — гидравлический к. п. д.;
g — ускорение силы тяжести;
и — окружная скорость рабочего колеса на ра-
диусе центра тяжести меридионального сече-
ния канала;
F — площадь меридионального сечения рабочего
канала;
и2 — окружная скорость колеса на радиусе выхода
расчетной струйки;
128
— окружная скорость колеса на радиусе входа
расчетной струйки;
vu2 — окружная составляющая скорости жидкости
на выходе из рабочего колеса; определяется из
треугольника скоростей выхода: при бесконеч-
ном числе радиальных лопаток прямоуголь-
ного сечения vu2 = 7?<в;
уи1 — окружная составляющая скорости жидкости на
входе в колесо; определяется из предположе-
ния, что средняя окружная составляющая
скорости жидкости в расчетной струйке равна
средней по сечению канала окружной скоро-
Q
сти жидкости, т. е. vucp = тогда при ли-
нейном изменении скорости vu вдоль мери-
диональной проекции расчетной струйки по-
лучаем
о <2
уЫ1 —• 2 р vu2,
Qm — расход меридионального потока; определяется
из уравнения баланса энергии давления в рас-
четной струйке; для вычисления расхода мери-
дионального потока необходимо использовать
опытные коэффициенты.
Уравнение (93) получено из уравнения моментов коли-
чества движения при условии, что принят ряд допущений,
основная часть которых справедлива с достаточной точ-
ностью для вихревых насосов открытого типа с полукруг-
лым поперечным сечением бокового канала. При выводе
уравнения О. В. Байбаковым приняты следующие допу-
щения:
1) распределение скоростей в меридиональных сече-
ниях не меняется по длине канала;
2) скорости vu и vm изменяются вдоль входной и выход-
ной кромок лопатки рабочего колеса по линейному за-
кону;
3) расчет ведется только по одной расчетной струйке.
Предложенный теоретический метод расчета вихревого
насоса трудоемок и малопригоден для инженерных расче-
тов, а в силу принятых допущений и упрощений справед-
лив для вихревых насосов открытого типа с меридиональ-
ным сечением бокового рабочего канала полукруглой
формы. Многообразие геометрических форм проточной
9
К. Н. Спасский
129
части насоса приводит к необходимости вводить в расчет-
ные формулы экспериментальные коэффициенты, значения
которых зависят от геометрии и взаимного соотношения
размеров колеса, канала, подвода и отвода.
Другой метод расчета вихревого насоса разработан
Г Пфаффом [31]. Он основан на гипотезе Шмидхена и Эн-
гельса о рабочем процессе вихревого насоса. Гипотеза за-
ключается в том, что при работе насоса в рабочем колесе
и боковом канале возникают циркуляционные потоки
(продольные вихри). Частицы жидкости, выходя из ра-
бочего колеса, отдают свою энергию жидкости, находя-
щейся в боковом канале. Передача энергии происходит
в результате перемешивания частиц, а также вследствие
наличия вязкости между слоями жидкости. Отдав свою
энергию, частицы жидкости вновь попадают в рабочее
колесо, где получают дополнительную энергию. Этим объя-
сняется повышение давления в боковом канале в окружном
направлении. При движении частицы жидкости в канале
насоса против градиента давления ее путь отклоняется и
окружная скорость уменьшается. Изменение окружной
скорости частицы жидкости в сечениях выхода из рабочего
колеса и входа в него соответствует разнице статических
давлений в этих сечениях. Окружная скорость частицы
жидкости в рабочем канале зависит от условий выхода из
колеса, от положения частицы и от градиента давления
в боковом канале.
Для определения подачи вихревого насоса Г. Пфаффом
предложено уравнение, полученное при суммировании
частичных расходов с использованием уравнения нераз-
рывности
Q —-
О
или в безразмерном виде
Q
Чшах
где Q — подача насоса;
о
(94)
130
Qmax = baRauaq0 — условная подача насоса при vm =
= 0, или подача насоса при нуле-
вом напоре;
Фд, — коэффициент подачи насоса;
qQ = ---безразмерный геометрический
параметр;
Zs — проекция длины пути частицы
жидкости в боковом канале в ме-
ридиональном сечении;
Ra — радиус выхода средней струйки
из рабочего колеса;
ф = ---градиент давления в рабочем ка-
нале;
= —-----относительная меридиональная
составляющая скорости [зависи-
мость = f (ф') вычисляется из
уравнения баланса энергий, в ко-
торое входит ряд опытных коэф-
фициентов];
а — — £ — корректирующий коэффициент;
принимается Пфаффом постоян-
ным и равным а = 2;
X — коэффициент трения, зависящий
от числа Рейнольдса; для вихре-
вых насосов может быть принят
равным 0,09.
Для гидравлического к. п. д. вихревого насоса из
уравнения Эйлера получим
Д- = Флг’ (95)
где ф? — коэффициент напора;
6е — окружной угол; определяется из зависимости
изменения давления в боковом канале в окруж-
ном направлении; для каждого конкретного
насоса окружной угол 6. имеет разные значения:
от 4,7 до 5,8.
Уравнения (94) и (95) справедливы при следующих
допущениях:
1) расчет ведется для одной средней струйки;
131
2) градиент давления в боковом канале принимается
постоянным;
3) меридиональное сечение насоса имеет форму, обес-
печивающую постоянство средней меридиональной ско-
рости vm = const;
4) окружная составляющая скорости жидкости на
входе в боковой канал равна окружной скорости рабочего
колеса
Vua (1=0) у 1
—1Га = ^а =
5) распределение относительной окружной составляю-
щей скорости жидкости в боковом канале имеет вид
5- _ Ra 1 'Ф ~Ь 1 .
Я I Ra Кт J ’
6) при решении уравнений принимается бесконечное
число радиальных лопаток, толщина лопаток не учи-
тывается.
Допущения, принятые Пфаффом, ограничивают приме-
нение этого метода только областью насосов с рабочим
колесом и боковым каналом специальных расчетных форм
меридиональных сечений. Кроме того, наличие в расчетных
уравнениях экспериментальных коэффициентов снижает
его точность.
Анализ теоретических методов расчета О. В. Байбакова
и Г. Пфаффа показывает, что создать теоретический метод
расчета вихревого насоса трудно. Попытки создания такого
метода сделаны для насосов открытого типах боковым ка-
налом. Однако этот метод не распространяется на насосы
закрытого типа.
Сложность рабочего процесса, трудоемкость и невысо-
кая точность теоретических методов расчета вихревых
насосов вызвали необходимость разработки эксперимен-
тальных методов расчета. Они основаны на результатах
испытаний различных моделей и систематизации экспери-
ментальных данных реальных машин. Эти методы наиболее
просты и пригодны для инженерных расчетов.
Экспериментальный метод расчета вихревых насосов
закрытого типа предложен японским инженером М. Ши-
мосака [32]. Он предлагает следующие расчетные урав-
нения. Напор насоса определяется по уравнению
Н = Ятах(1—/-)• (96)
\ Чтах /
132
Крутящий момент на валу насоса
+ + (97)
К. п. д. насоса
= —------г-----/ R \ГГ ' V '
®^2 (2ах + Z>) J уН 4- J
В уравнения (96), (97) и (98) входят следующие вели-
чины:
я™х=М£)Ч^)(т)(^)~напор п₽и нуль
вой подаче; Qraax = - • kxFu — подача при напоре, рав-
ном нулю.
По результатам эксперимента получено, что
О —________
Чтах (0,60 ч-0,75) *
В этом случае из уравнения (96) имеем
тт ______ _____^0______
шах ~ (0,25 -ь 0,40) *
Фь klt £j. и £2 — экспериментальные коэффициенты.
Исследования М. Шимосака [32] показали, что коэф-
фициент Фх и показатель степени п зависят от соотношения
• М. Шимосака рекомендует принимать
Ф1 = 0,052 °’54 и п = 1 6 при
Фх = 0,24 (-j|0~0,93 и п = 0,47 при
Остальные экспериментальные коэффициенты вычис-
ляются по выражениям
^ = 1,4; 1! = 0,60(1 — 4-103£2Г);
|2 = 0,17(-^)
\ /
-0,7
Геометрические размеры меридионального сечения на-
f
coca соответствуют приведенным на рис. 65, a Rm = '
133
Приведенные выше экспериментальные коэффициенты
справедливы для вихревых насосов, геометрические раз-
меры которых даны ниже:
и в об/мин
D2 в мм
Z
bi
1400—3500
90—200
12—150
. 0,3—8,2
bi
F в мм2
Rm в мм
0,2—0,6
90—670
2,4—13,4
Для получения наибольших значений к. п. д. рекомен-
дуются следующие оптимальные соотношения размеров
проточной части вихревых насосов закрытого типа z =
= 24ч-72, Rm = 5ч-13 мм:
-А_=10ч-30; (-^>20; (фЛ > 15;
т = 14-8,
*2
(АЛ = 1,0 ^-17;
\ bl J
= 0,15 ч-0,07.
Основными недостатками данного метода являются:
1) невысокая точность расчета, так как в основу рас-
четных уравнений положено предположение, что напорная
и мощностная характеристики вихревых насосов — пря-
мые линии, что совершенно не обязательно;
2) в работе не дано четких рекомендаций по выбору
диаметра рабочего колеса, что вносит неопределенность
в расчет;
3) расчет проводится только для оптимального режима
работы насоса, а это ограничивает его применение; часто
от вихревых насосов требуется высокий напор при малых
геометрических размерах его, т. е. нужно рассчитать насос
на подачу, меньшую оптимальной.
Приведенные выше методы расчета вихревых насосов
наиболее пригодны для поверочных расчетов насосов с из-
вестными геометрическими размерами проточной части.
При расчете вновь проектируемых вихревых насосов
рекомендуется пользоваться методами расчета, разрабо-
танными во ВНИИГидромаше.
134
На основании испытаний различных вариантов модель-
ных и лучших промышленных образцов вихревых насосов
Б. И. Находкиным предлагается следующая схема расчета
насоса открытого типа с односторонним боковым каналом.
1. Определение коэффициента быстроходности по за-
данному напору Н, подаче Q и выбранной скорости враще-
ния п.
2. Определение коэффициентов напора ф0 и подачи ф0
для оптимального режима по коэффициенту быстроход-
ности:
ns ................. 15 20 25 30 35 40 45 50
ф0 ................. 5,50 4,75 4,10 3,60 3,20 2,90 2,70 2,45
ф0 ................. 0,500 0,520 0,535 0,550 0,565 0,573 0,580 0,588
3. По выбранным коэффициентам напора ф0 и подачи ф0
из выражений (90) и (91) вычисляют радиус расположения
центра тяжести и площадь меридионального сечения рабо-
чего канала по формулам
R (99)
ч'т п V ф0
Фоиц. т
(100)
где иц. m — окружная скорость колеса на радиусе центра
тяжести m рабочего канала.
Экспериментами установлено, что коэффициент напора
фв точках, близких к оптимальному режиму работы насоса,
изменяется в зависимости от коэффициента подачи ф при-
мерно по прямой линии. Поэтому в расчет вводится вели-
чина фтах, которая представляет собой условное значение
коэффициента подачи, соответствующее точке пересече-
ния с осью ф прямой, заменяющей в рабочей области дей-
ствительную кривую ф. Значения фтах определяются в за-
висимости от коэффициента быстроходности:
«s ........... 15 20 25 30 35 40 45 50
Фгпах ........ 0,581 0,672 0,750 0,800 0,850 0,880 0,900 0,905
Затем по выражению
Ф = (101)
Фтах фо
строится характеристика вихревого насоса в безразмер-
ных координатах ф = f (ф), которая по выражениям (90)
135
и (91) перестраивается в рабочую характеристику Н—Q
вихревого насоса.
В заключение оценивается величина потребляемой на-
сосом мощности. Для этого определяется максимальный
к. п. д. насоса т]П1ах:
ns ........... 15 20 25 30 35 40 45 50
Чпих ......... 0,29 0,31 0,33 0,34 0,35 0,36 0,37 0,38
Значения оптимального к. п. д. т]тах приняты прибли-
женно и могут иметь отклонения в обе стороны в зависи-
мости от геометрических форм насоса.
Для выбора мощности привода насоса ориентировочно
определяется максимальная мощность, потребляемая на-
сосом, в зависимости от коэффициента быстроходности и
мощности, потребляемой насосом в оптимальном режиме:
ns ........... 15 20 25 30 35 40 45 50
-N° ...... 0,336 0,394 0,435 0,46 0,495 0,525 0,550 0,563
Л^щах
Затем определяются геометрические размеры проточной
части вихревого насоса по оптимальным соотношениям,
которые приведены ниже.
Развитие в последнее время вихревых насосов закры-
того типа с периферийно-боковым каналом поставило перед
исследователями задачу разработки метода расчета таких
насосов.
Для расчета насосов этого типа рекомендуется пользо-
ваться экспериментальным методом.
Экспериментами установлено, что напор вихревого
насоса определяется рабочим колесом, а расчетная по-
дача — рабочим каналом. Следовательно, рабочий канал
определяет подачу насоса и существенно влияет на его
характеристику. С увеличением площади поперечного
сечения канала оптимальный режим работы насоса сме-
щается на большие подачи, а напорная характеристика идет
более полого. При этом, если испытывалось одно и то же
рабочее колесо в канале различной площади, то напор на
оптимальном режиме остается практически постоянным.
При движении идеальной несжимаемой жидкости по
криволинейному каналу постоянного поперечного сечения
ее скорость меняется по гиперболическому закону [14,
16, 20]. Примем это положение для вихревого насоса.
Тогда распределение окружных скоростей жидкости в ка-
нале будет соответствовать закону rvu— const.
136
Элементарная подача насоса в этом случае
dQ = В vu dr.
Если принять линейное распределение окружных ско-
ростей вдоль меридиональной проекции линии тока, то
в оптимальном режиме окружная составляющая скорости
уы1 на входе в рабочее колесо на расчетной струйке равна
нулю [2], и уравнение (93) примет вид
(102)
Обозначая = <рт — коэффициент подачи меридио-
нального потока, получим выражение для окружной ско-
рости
vu2 = gHo-n~- (ЮЗ)
Подставим выражение (103) в уравнение для элементар-
ной подачи и проинтегрируем результат. Для оптимальной
подачи насоса получим уравнение
RH
(Ю4)
Введем для вихревого насоса понятие о пропускной спо-
собности рабочего канала, которую обозначим (см. рис. 65)
RH
AK=\ydr, (105)
где RH — наружный радиус рабочего канала;
Re — внутренний радиус рабочего канала;
В — ширина рабочего канала;
г — текущий радиус.
Тогда выражение (104) примет вид
Q0 = ~^-AK. (106)
° ПгФт<0 к k 7
Экспериментами установлено, что в оптимальном ре-
жиме работы коэффициент напора вихревых насосов с оди-
наковыми размерами рабочих колес практически не зависит
от площади поперечного сечения рабочего канала. Тогда |
137
величину, стоящую перед Ак в уравнении (106), можно
считать постоянной. Следовательно, оптимальная подача
вихревого насоса пропорциональна пропускной способ-
ности рабочего канала.
Решая уравнение (106) относительно Но, получим
(107)
где
С
_ ЛТ]гФ/п
30g
azQq.
Подставив уравнение (107) в выражение для ns и решив
его относительно Ак, получим
д ___ ^ЛгФлг ~4/3-^ f Qo •
к “ 30g-3,654/3 S V « ’
Ак = 0,0019Ч;„Пл’'3-|/.
(Ю8)
По данным К. Пфлейдерера [18] можно принять для
оптимального режима
4>га = >~1,4ф,
тогда
Ак = О,ОО266фо1]гщ4/3.
Из баланса мощности для вихревого насоса, определен-
ного Б. И. Находкиным, следует, что механический к. п. д.
приблизительно равен т]л<гх 0,6, а объемный к. п. д.
т]о #=« 0,85. В связи с этим гидравлический к. п. д. вихре-
вого насоса закрытого типа можно с достаточной точностью
принять равным т)г 0,75.
В этом случае
Лк=О,ОО2фоП’/а А.
(109)
Значения пропускной способности канала, полученные
при испытаниях модельных насосов и рассчитанные по
формуле (109), приведены в табл. 20 и на рис. 66 для п =
= 1450 об/мин.
138
Табшца 20
Qo в м9/сек 7/0 в м % а ХЕШЦ кк » z(j sT В At
Для модельных насосов рассчитана по формуле (109)
1,96-IO"3 23,0 34,5 0,175 22,4 2,55 4- 10-3 3,6- ю-3
3,25-10-3 28,5 39,0 0,175 24,5 3,16 6,2- 10-3 5,9-10-3
4,25- 10"3 25,5 39,5 0,170 30,4 3,05 8,3-10-3 8,3-10-3
4,40-10~3 28,0 42,0 0,175 28,9 3,11 7,9-10~3 8-10-3
4.70- 10-3' 26,5 41,5 0,175 31,0 2,94 7,9-10-3 8,4-10-3
5,25-10“3 24,0 43,0 0,170 35,3 2,84 9,7-10-3 9,9-10-3
5,90-10-3 23,1 42,5 0,170 38,6 2,72 11,1-ю-3 11,3-10~3
6,70- 10-3 25,0 43,0 0,175 38,7 2,75 н- ю-3 12•10-3
6,00-10~3 21,3 43,0 0,165 41,4 2,66 11,7-10~3 12,2- 10~3
6,10-10~3 20,5 43,0 0,160 42,9 2,73 12,2- 10-3 13,2- IO"3
6.55-10“3 19,5 44,0 0,155 46,1 2,75 12,7-10-3 15,1-10-3
8,55-10-3 24,0 40,5 0,175 45,2 2,66 14,5- 10"3 15,4-10-3
Коэффициент напора ф0 в формуле (109) принят по
графику на рис. 66, построенному по результатам испыта-
ний вихревых насосов закрытого типа.
Из табл. 20 и рис. 66 видно, что расчетные значения Ак
достаточно хорошо совпадают со значениями, получен-
ными при испытаниях вихревых насосов. Это позволило
в качестве критерия для расчета вихревых насосов закры-
того типа принять величину пропускной способности ка-
нала.
Предлагаемый экспериментальный метод расчета вих-
ревых насосов основан на результатах работ, проведенных
во ВНИИГидромаше, и может с достаточной точностью
применяться для расчета вихревых насосов закрытого
типа с периферийно-боковым каналом.
Расчет проводится по следующей схеме.
139
140
1. По заданным подаче, напору и выбранной скорости
вращения определяют коэффициент быстроходности на-
соса ns.
2. По вычисленному коэффициенту быстроходности
определяем пропускную способность рабочего канала Ак
по формуле (109), где ф0 принимается из графика ф0 =
= f (ns) на рис. 66.
3. Определяем осредненную безразмерную характе-
ристику насоса, заменяя действительную кривую ф—(р
прямой
Ф = Фшах — (tga)rp<P, (110)
где фтах принимается по зависимости ф,пах = f (Лк) на
рис. 67; (tgcc)^— по зависимости (tga)cp = f (?1K) на
рис. 68.
Разработанные ранее экспериментальные методы рас-
чета вихревых насосов ограничивались определением
осредненной характеристики насоса. Предлагаемая схема
расчета позволяет рассчитать уточненную характеристику.
4. Для определения безразмерной уточненной харак-
теристики вихревого насоса для полученного значения Ак
принимаем <р0 по зависимости ср0 = f Ик) и Фо — п0 Фо =
= f (А к) на рис. 67.
По уравнениям
Фп = Ф«+1 + (tg а)п+1 (ф«+1 ~ Фп) (И1)
и
Фп = Фп-1 + (tg а)п (фп_! — <рп) (112)
строим безразмерную уточненную характеристику вихре-
вого насоса. При этом за начальную расчетную точку
принимаем оптимальный режим (ф0; <р0). Для значений
Ф< Фо следует пользоваться уравнением (111), для ф>ф0—
уравнением (112). Значения tg а в уравнениях (111) и (112)
принимаются по графику на рис. 68 в зависимости от коэф-
фициента подачи.
5. По уравнениям (90) и (91) вычисляем диаметр рабо-
чего колеса и площадь поперечного сечения рабочего ка-
нала и перестраиваем безразмерную характеристику
в координаты Н—Q.
6. Для ориентировочной оценки экономичности рассчи-
танного насоса определяем из графика т]0 = f (Лк) на
рис. 67 значение к. п. д. насоса в оптимальном ре-
жиме.
141
7 Затем определяем геометрические размеры рабочего
колеса и канала, используя уравнение (105) и оптимальные
значения соотношений размеров колеса и канала для на-
сосов закрытого типа, о которых будет сказано ниже.
Предложенным способом можно рассчитать вихревой
насос закрытого типа на оптимальный режим работы.
Но часто для уменьшения габаритов и веса насоса тре-
буется рассчитывать его на подачу, меньшую оптималь-
ной, т. е. на режим нагрузки.
Рис. 69. Номограмма по расчету
142
Эта задача с достаточной точностью решается для вихре-
вых насосов закрытого типа с периферийно-боковым кана-
лом при помощи номограммы, приведенной на рис. 69.
Например, требуется рассчитать вихревой насос, коэф-
фициент быстроходности которого равен 25. По номограмме
определим, что при ns = 25 пропускная способность ка-
нала составляет:
При расчетном
При ф = 0,5
При ф = 0,5
При ф = 0,48
При ф = 0,45
При ф = 0,4
режиме ф = 0,48 = 4,5-10“3 м\
(Лк)2 = 6,3-10"3 м;
(Лк)3= 9-10-3
(Лк)4 = 9,8-10-3 м-
(Лк)5 = 10,95-10-3 .и;
(Лк)6= 12,75-10-3 м.
По зависимостям ф = f (Лк) при соответствующих <р
определяем коэффициент напора на расчетном режиме,
который равен соответственно ф4 = 2,55; ф2 — 3,15;
фз = 3,9; ф4 = 4,1; ф5 = 4,25; ф6 = 4,5. Следует учиты-
вать, что расчетный режим не обязательно должен совпа-
дать с оптимальным. Ориентировочные к. п. д. на расчет-
ных режимах: т)4 = 0,35; т]2 = 0,39; т)3 = 0,42; т]4 = 0,41;
Т]5 = 0,39; т]6 = 0,35.
По значениям коэффициента напора на расчетном ре-
жиме при условии постоянной скорости вращения вала
насоса получим следующие значения диаметров рабочих
колес: (О2)4 = О2; (О2)2 = 0,90 2; (О2)3 = 0,80 2; (О2)4 =
= 0,790 2; (О2)5 = 0,770 2; (О2)6 = 0,750 2.
вихревых насосов закрытого типа
143
Далее принимаем основной вариант либо из наимень-
ших габаритов — вариант 6, либо из значений максималь-
ного к. п. д. — вариант 3.
Для выбранной пропускной способности рабочего ка-
нала строим безразмерную характеристику вихревого
насоса. Значения коэффициента напора принимаем по
кривым ф = f (Ак), которые даны для различных <р.
Затем определяются геометрические размеры насоса и
строится его характеристика в координатах Н—Q.
Предложенный выше метод расчета вихревых насосов
с периферийно-боковым каналом был применен при расчете
насосов типа В по ГОСТу 10392—68.
Выбор оптимальных геометриче-
ских параметров
При испытаниях вихревых насосов выявлено, что
на их энергетические показатели, напор и к. п. д.
существенно влияют формы и размеры колес и канала, так
как от них зависит интенсивность вихрей, возникающих
при работе насоса.
Для вихревых насосов открытого типа (см. рис. 64)
Б. И. Находкиным установлено, что оптимальные соотно-
Лг
шения размеров колеса и канала, кроме -—практически
не зависят от коэффициента быстроходности, и их реко-
мендуется принимать равными — = 1,2; -^-=1,07;
~ = 2. Оптимальное соотношение определяется по
значению коэффициента быстроходности:
ns ................ 15 20 25 30 35 40 45 50
— ........... 0,240 0,290 0,340 0,385 0,435 0,480 0,530 0,580
а
I b кг а
Оптимальные соотношения----—; — и — исполь-
с > с а с
зуются при построении меридионального сечения проточ-
ной части вихревого насоса открытого типа и выборе числа
лопаток рабочего колеса.
По результатам работ, проведенных во ВНИИГидро-
маше, для вихревых насосов закрытого типа с периферий-
144
но-боковым каналом (см. рис. 65) рекомендуются следую-
щие оптимальные отношения размеров колеса и канала:
= 0,4 - 0,5;
\ b /о ’ ’
= 0,35 --0,7
\ °1 /о
и
(-L] 0,7--0,9.
\ F Jo ’ ’
Из опыта проектирования вихревых насосов известно,
что число лопаток рабочего колеса существенно влияет
на напор и к. п. д. на-
соса. Испытания пока-
зали, что с увеличением
числа лопаток напор на-
соса на оптимальном ре-
жиме возрастает. На-
пор увеличивается до
определенного оптима-
льного значения числа
лопаток. При дальней-
шем увеличении числа
лопаток сверх опти-
мального снижаются на-
пор и к. п. д. насоса
вследствие стеснения
Рис. 70. Параметры вихревого насоса
закрытого типа в зависимости от числа
лопаток рабочего колеса
потока.
Зависимости изменения коэффициента напора и к. п. д.
t
насоса в оптимальном режиме от относительного шага —
приведены на рис. 70. Из характеристик видно, что зона
наибольших коэффициентов напора и к. п. д. лежит в диа-
пазоне относительного шага — = 0,4—-0,6. Оптимальное
«г
число лопаток рабочего колеса вихревого насоса закрытого
типа равно
z0 = (5^8)-^-.
(113)
В результате испытаний модельных насосов получено,
что у колес с постоянным при относительном шаге
Ю К. Н. Спасский 145
>-0,5 напор насоса в оптимальной зоне пропорциона-
лен числу лопаток. Это позволяет расширить область при-
менения вихревых насосов по напору путем использования
в одном и том же корпусе рабочих колес с различным чис-
лом лопаток.
В вихревых насосах применяются рабочие колеса
с различной формой лопаток. Испытания рабочих колес
с радиальными, наклонными вперед по вращению и ото-
гнутыми назад прямыми лопатками (рис. 71, с—в) показали,
а) б) В) г) д)
Рис. 71. Формы лопаток рабочего колеса вихревого насоса за-
крытого типа:
а — радиальные; б — наклоненные вперед по вращению; в — отогнутые
назад; г — «углом назад»; д — «углом вперед»
что наибольший к. п. д. имеет насос с радиальными ло-
патками рабочего колеса.
Наклон лопаток вперед по вращению приводит к сни-
жению напора и смещению оптимального режима на мень-
шие подачи по сравнению с радиальными лопатками.
При этом напорная характеристика насоса получается
более пологой.
Вихревые насосы, у которых рабочие колеса имеют ото-
гнутые назад лопатки, развивают меньшие напоры и имеют
меньшие значения к. п. д. Оптимальный режим дости-
гается при меньших подачах, чему насосов с радиальными
лопатками рабочего колеса.
При использовании рабочего колеса с лопатками «углом
назад» (рис. 71, г) напорная характеристика круче,
чем у насоса, имеющего колесо с радиальными лопатками,
причем в оптимальном режиме напоры практически совпа-
дают. Ощутимый подъем напорной характеристики и соот-
ветственно мощностной начинается в нерабочей области
характеристики при подаче менее O,3Qo.
146
У насоса, снабженного колесом с лопатками «углом
вперед» (рис. 71, д), более пологая характеристика по
сравнению с насосом, имеющим колесо с радиальными ло-
патками.
Следовательно, для вихревых насосов наиболее рацио-
нальными являются колеса с радиальными лопатками,
так как они просты в изготовлении. Однако наклоном ло-
паток колеса можно менять форму характеристики вихре-
вого насоса.
Основы расчета центробежно-вих-
ревых насосов
Применение вихревых насосов ограничено их низкой
всасывающей способностью.
Пониженная всасывающая способность вихревого на-
соса закрытого типа по сравнению с центробежным объяс-
няется подводом потока жидкости непосредственно в рабо-
чий канал на максимальном радиусе колеса, где окружные
скорости наибольшие.
Вследствие низких кавитационных качеств вихревые
насосы имеют обычно скорость вращения вала не более
1500 обIмин.
Применение центробежного насоса в качестве первой
ступени позволяет повысить скорость вращения насоса и
его напор. Назначение центробежной ступени в центро-
бежно-вихревом насосе состоит в обеспечении бескавита-
ционной работы второй ступени, в качестве которой ис-
пользуется вихревой насос закрытого типа. При этом
оптимальные режимы обеих ступеней должны совпадать
или быть близкими.
Центробежная ступень должна развивать напор, боль-
ший кавитационного запаса вихревой ступени [26]. Ис-
пользуя выражение для кавитационного коэффициента
быстроходности С. С. Руднева
° ~ / Ah \3/4 ’
\ 10 )
получим, что напор центробежной ступени должен удов-
летворять выражению
<И4)
10*
147
ИЛЙ
3 Н «2 rA2
//4>ioy(^Q
Для вихревой ступени закрытого типа по эксперимен-
тальным данным можно принять Св = ПО
Тогда
о _____
0,019/(л2(?)2.
Так как центробежно-вихревые насосы имеют обычно
скорость вращения вала 3000 об! мин, то для напора цен-
тробежной ступени напишем выражение
tfq^ 820Q4 (115)
где Q — расчетная подача в мЧсек.
Преобразуем выражение (114), введя в него коэффи-
циент быстроходности, и получим
(ns\ 0,65Ce. (116)
Проведя разбивку общего напора по ступеням, подбе-
рем первую и вторую ступень центробежно-вихревого на-
соса по условиям задания.
К. п. д. центробежно-вихревого насоса ориентиро-
вочно вычисляем по уравнению
_ Wk
— (1 —фть + атщ ’
(117)
Нв
где а = ;
Нв — напор вихревой ступени;
Н — общий напор насоса.
2. Конструктивные особенности
Вихревые насосы открытого типа
Вихревые насосы открытого типа имеют однотипную
секционную конструкцию.
Эти насосы изготовляют в одно- и многоступенчатом
исполнении. Число ступеней обычно не превышает шести.
Фирмой ЕКМ Аполловерк (ГДР) изготовляются вихре-
вые насосы типов WBI и WSI в одно-и многоступенчатом
(до шести ступеней) исполнении. Насосы имеют рабочее
148
колесо открытого типа и являются самовсасывающими.
Они не требуют перед запуском заливки всасывающего
трубопровода и могут работать на газожидкостной
смеси.
Вихревые насосы серии W предназначены для подачи
жидкостей без твердых включений вязкостью до 45 сст
с максимальной температурой до 90° С. Они широко при-
меняются в водоподпиточных установках предприятий,
Рис. 72. Двухступенчатый вихревой самовсасывающий насос
серии W (фирма ЕКМ, ГДР)
в оросительных и холодильных установках, для под-
питки паровых котлов, для подачи конденсата, жид-
кого топлива и других жидкостей в промышленности
и сельском хозяйстве, для подачи пресной и забортной
воды в санитарных судовых системах. Насосы серии W
благодаря наличию самовсасывающих свойств широко
используются в установках с дистанционным и автомати-
ческим управлением. Они рассчитаны на подачи от 0,3-10"3
до 11 • 10“3 м?/сек и напоры от 8 до 160 м при скорости вра-
щения 1450 об/мин. Максимальный к. п. д. насосов на
расчетных подачах составляет 32—41°о.
Схема двухступенчатого самовсасывающего вихревого
насоса серии W приведена на рис. 72. Рабочая жидкость
по всасывающему патрубку 15 поступает в корпус 16,
откуда через всасывающее окно к рабочему колесу 18 пер-
149
вой ступени. Односторонний рабочий канал 17 насоса вы-
полнен во всасывающей 10 и в напорной 8 секциях, между
которыми имеется прокладка 9, обеспечивающая фикси-
рованный зазор между рабочим колесом и секциями.
После прохождения всех ступеней насоса жидкость через
нагнетательное окно последней ступени поступает в напор-
ный корпус 6 и оттуда в напорный патрубок 1 насоса.
Для уменьшения перетоков между ступенями имеется
щелевое уплотнение 19. Рабочие колеса открытого типа не
фиксированы на валу 3 в осевом направлении. Крутящий
момент от вала передается рабочему колесу через сегмент-
ную шпонку 7. Опорами ротора насоса служат радиальные
шарикоподшипники 2 и 13, размещенные в корпусах 5 и 11.
Подшипники смазываются консистентной смазкой, которая
добавляется через пресс-масленки 14. Уплотнением вала
насоса служат хлопчатобумажные сальниковые набивки 4
и. 12. Корпуса и промежуточные секции насоса стягиваются
шпильками.
Секционная конструкция вихревых насосов открытого
типа позволяет широко унифицировать детали проточной
части насосов.
Корпусные детали насосов серии W изготовляются из
серого чугуна, рабочие колеса — из латуни или бронзы,
вал — из легированной стали.
В Польше Поморский литейный завод выпускает само-
всасывающие вихревые насосы открытого типа серии S
в одно- и многоступенчатом (до шести ступеней) исполне-
нии. Насосы предназначены для перекачки чистых холод-
ных (до 1003 С) жидкостей. Они широко применяются в ав-
томатических коммунальных установках во до подкачки,
для подачи легколетучих жидкостей, химически активных
жидкостей, а также морской воды.
Насосы серии S рассчитаны на подачи от 0,5 • 10“3 до
11 •10-3 мЧсек и напор от 5 до 215 м при скорости вращения
1500 об!мин. Допустимая вакуумметрическая высота вса-
сывания насосов серии S составляет 7 м вод, ст. при тем-
пературе воды 20 С и барометрическом давлении 760 мм
рт ст. При подаче легколетучих жидкостей вакуумме-
трическая высота всасывания не превышает 5 м столба
жидкости при температуре до 15е С. При подаче жидкостей
условной вязкостью 4°ВУ потребляемая насосом мощность
увеличивается до 5%. При подаче жидкостей вязкостью
10 ВУ потребляемая мощность увеличивается на 25%,
при этом напор и подача насоса снижаются на 15%.
150
Для обеспечения нормальной работы насос следует
установить так, чтобы геометрическая высота всасывания
не превышала 6,5 м. Скорость во всасывающем трубопро-
воде должна быть не более 1,5 м!сек, а в напорном — не
более 3 м!сек. При правильной установке и эксплуатации
срок службы насосов составляет 1,5—2 года.
Конструкция насосов серии S является типичной для
секционного многоступенчатого горизонтального насоса
и аналогична конструкции насосов серии W фирмы ЕКМ
(ГДР). Отличие насосов этой серии состоит в том, что они
имеют двусторонний рабочий канал, который расположен
по обе стороны рабочего колеса. Кроме того, насосы с ма-
лыми мощностями привода имеют опоры: со стороны при-
вода — радиальный шарикоподшипник, размещенный
в корпусе и работающий на густой смазке, с противопо-
ложной стороны — подшипник скольжения, размещенный
во всасывающем корпусе и работающий на перекачиваемой
жидкости.
Основные детали насосов серии S изготовляются из
различных материалов в зависимости от назначения на-
соса. Насосы для перекачивания воды, оснований и ней-
тральных жидкостей выполняются из чугуна. Для подачи
уксуса и вина насосы изготовляются из бронзы. Для подачи
бензина, морской воды используются насосы с корпусом из
чугуна и колесами из бронзы.
Фирмы Лефи и Салмсон (Франция) выпускают вихревые
насосы открытого типа, предназначенные для подачи чи-
стых химически активных жидкостей с температурой от
—180 до -Г 180 С. Фирма Лефи изготовляет 18 типоразме-
ров насосов на подачи от 0,1 -10“3 до 5,5-10“3 мЧсек и на-
поры от 4 до 70 м при скорости вращения 1450 об1мин.
Фирма Салмсон выпускает 22 типоразмера насосов на
подачи от 0,3-10“3 до 10-10“3 мЧсек и напоры от 6 до
140 м при скорости вращения 1450 об!мин. К- п. д. этих
насосов на расчетном режиме находится в пределах 15—
35%.
Вихревые насосы фирм Франции имеют типичную для
секционных горизонтальных насосов конструкцию. На-
сосы, предназначенные для подачи горячих жидкостей,
имеют рубашку охлаждения узла уплотнения (широко ис-
пользуются торцовые уплотнения: простые, двойные, диф-
ференциальные). Детали проточной части насосов изготов-
ляются из коррозионностойких сталей с содержанием
хрома, никеля, молибдена.
151
Вихревые насосы открытого типа выпускаются также
некоторыми фирмами ФРГ и Швеции. Они имеют пара-
метры, технико-экономические показатели и конструк-
тивное исполнение, аналогичные изготовляемым в ГДР
вихревым насосам.
Вихревые насосы закрытого типа
Вихревые насосы закрытого типа изготовляют, как
правило, в одно- или реже двухступенчатом исполнении.
Вихревые насосы закрытого типа больше двух ступеней не
Рис. 73. Одноступенчатый вихревой насос типа ВК (СССР)
имеют, так как наличие переводных межступенчатых кана-
лов значительно усложняет конструкцию.
Отечественной промышленностью серийно выпуска-
ются консольные горизонтальные вихревые насосы ти-
па В К (рис. 73). Они предназначены для подачи воды и
других нейтральных невязких жидкостей с температурой
до 90е С, не содержащих абразивных примесей и не вызы-
вающих повышенной коррозии чугуна и конструкционной
стали. Рабочее колесо 2 не фиксировано на валу 7 в осевом
направлении, что облегчает сборку насоса и позволяет
выдерживать торцовые зазоры в допустимых пределах.
С использованием рабочего колеса с утоненным диском
снизились радиальные нагрузки на ротор насоса, сокра-
тились размеры вала и опорной стойки 6 и уменьшился
152
общий вес насоса. Уплотнение 4 вала насоса — хлопчато-
бумажная набивка. Насосы типа ВК имеют модификации
ВКС и ВКО. Насосы типа ВКС — самовсасывающие,
с сепарирующим колпаком на напорном патрубке. Насосы
типа ВКО — обогреваемые, с наружной крышкой, в кото-
рую подается горячая вода или пар, применяются для
перекачки легкозастывающих жидкостей. Детали проточ-
ной части насосов (корпус 3, крышка /) и опорная стойка 5
изготовляются из чугуна, рабочее колесо 2 —из стали 35Л,
вал 6 — из стали 45. Кроме того, насосы типа В К выпу-
скаются в антикоррозионном исполнении из стали Х18Н9Т
или Х18Н12МЗТ для подачи химически активных жидко-
стей. Для подачи морской воды, бензина и керосина они
выполняются из бронзы Бр. ОФ 10-1.
Фирмами Аврора и Вестко (США) изготовляются вих-
ревые насосы закрытого типа, двухопорные, с выносными
подшипниками. Проточная часть насосов размещена между
опорами. Фирма Аврора, например, выпускает 50 типораз-
меров самовсасывающих насосов. Это достигается широкой
унификацией деталей насосов. Насосы фирмы при-
меняются для подачи чистой воды в бытовых насосных
установках, в сельском водоснабжении, в промышленных
охлаждающих установках, в автоматических котельных
установках малой мощности. Насосы приводятся от
электродвигателя со скоростью вращения вала 1440 и
1750 об/мин или от двигателя внутреннего сгорания. Само-
всасывающие насосы изготовляются в одно- (типа S) и
двухступенчатом (типа Т) исполнениях и двухколесными
(типа D), в которых два вихревых колеса работают парал-
лельно.
18 типоразмеров одноступенчатых насосов обеспечи-
вают подачи в пределах от 0,17-10~3 до 8,5-10-3 мЧсек
и напоры от 3 до 90 м при скорости вращения вала
1440 об/мин.
21 типоразмер двухступенчатых насосов рассчитан на
подачи в диапазоне от 0,017• 10-3 до 8,5 • 10“3 мЧсек и на-
поры от 3 до 105 м при скорости вращения вала
1440 об/мин.
11 типоразмеров двухколесных насосов покрывают
поле от 0,3-10“3 до 8,5-10”3 м31сек. по подачам и от 3 до
90 м по напорам при скорости вращения вала 1440 об/мин.
К. п. д. этих насосов на расчетных режимах составляет
35- 52%.
153
Одноступенчатый самовсасывающий вихревой насос
типа S фирмы Аврора показан на рис. 74.
В корпусе 16 насоса выполнены всасывающий и напор-
ный патрубки, сепарационный колпак 6, в котором про-
исходит сепарация воздуха при работе насоса в режиме
самовсасывания, и опор-
ные лапы 13 для крепления
насоса к фундаментной
плите или раме. Рабочий
канал 17 прямоугольного
сечения выполнен в крыш-
ках 12 и 18, которые
13 12
Рис. 74. Одноступенчатый самовсасывающий вихревой
насос серии S (фирма Аврора, США)
вставляются в корпус. В крышках выполнены также кор-
пуса 10 и 19 под радиальные шарикоподшипники 2 и 11,
вынесенные за уплотнения 5 и 7 насоса, и расточки под
сальниковую набивку. Торцовые зазоры между рабочим
колесом и крышками обеспечиваются допусками на изго-
товление при механической обработке корпусных деталей
и рабочего колеса. Крышки плотно прижимаются одна
к другой и имеют металлический контакт по поверхности
соприкосновения. Рабочее колесо 15 фиксируется на валу 1
насоса винтом 14. Отбойные кольца 4 и 8 предохраняют
подшипники от попадания воды из уплотнения насоса.
Шарикоподшипники смазываются консистентной смазкой,
подаваемой через колпачковые масленки 3 и 9.
Вихревые насосы, выпускаемые фирмами Англии и
Японии, имеют конструкции, аналогичные рассмотренным.
154
Центробежно-вихревые насосы
Центробежно-вихревые насосы используются в основ-
ном для питания котлов малой мощности чистой водой
с температурой 90—105° С, для подачи легколетучих жид-
костей, при перекачке сжиженных газов.
Центробежно-вихревые насосы состоят из двух ступе-
ней: первой — центробежной, второй — вихревой. Цен-
тробежная ступень создает необходимый подпор перед
Рис. 75. Центробежно-вихревой насос типа 2,5ЦВ (СССР)
второй ступенью и позволяет повысить скорость вращения
вала и напор насоса.
Центробежно-вихревые насосы типа 2,5ЦВ — горизон-
тальные, двухступенчатые (рис. 75). Насосы имеют выне-
сенные за уплотнения опоры, между которыми располо-
жена проточная часть. В корпусе 1 насоса выполнены
кольцевой симметричный подвод к центробежному колесу,
спиральный отвод и переводной канал из первой во вторую
ступень. Центробежное колесо 2 закреплено на валу вин-
том. Вихревое колесо 3 — плавающее закрытого типа, т. е.
не закреплено на валу в осевом направлении. Рабочий
канал второй ступени образуется двумя вставками 8 и 10.
Торцовые зазоры между вставками и колесом обеспечи-
ваются прокладкой 9 и прижимными винтами 4. Ротор
вращается на двух шарикоподшипниковых опорах, рас-
155
положенных в корпусе насоса со стороны центробежного
колеса и в крышке 6 — со стороны вихревого колеса. Одна
опора — два радиально-упорных шарикоподшипника 5,
вторая — радиальный шарикоподшипник 12. Смазка под-
шипников консистентная. Рабочая полость уплот-
няется двумя торцовыми уплотнениями 7 и 11.
Рис. 77. Параметры вихревых (сплошная линия) и центробежно-вихре-
вых (штриховая линия) насосов отечественного производства
Подача насосов всех четырех типоразмеров изменяется
при использовании вихревых колес и вставок второй сту-
пени различных геометрических размеров.
В СССР выпускают вихревые и центробежно-вихревые
насосы на подачи в пределах от 0,14-10-3до 11 • м?! сек
и напоры в диапазоне от 10 до 250 м (рис. 77).
156
Разработана и испытана новая серия насосов типа В,
которые не уступают по технико-экономическим показа-
телям лучшим образцам насосов иностранных фирм
(табл. 21).
Таблица 21
Марка насоса (страна, фирма) Подача Q в м*/сек Напор Н в м Потребляемая насосом мощ- ность (макси- мальная) N в кет К. п. д. (мак- симальный) Т) В % Масса насоса т в кг
В-2,5/40 (СССР) 2,5-10~3 40 4 43 35
WB1-40/2 (ЕКМ, ГДР) 2,8-Ю-з 34 3,8 39 31
S-43 (Польша) 3-Ю-3 43 5,8 40 49
115 (фирма Аврора, 2,5-10-з 38 4,9 42 —
США) 2143 (фирма Салмсон, Франция) 2,8-10'3 40 5,6 32 68
В-4/35 (СССР) 4-Ю"3 35 5,1 45 37
WSI-50/2 (ЕКМ, ГДР) 4,5-Ю-з 46 8,2 39 39
DD6 (фирма Аврора, 3,8-10-з 30 4,5 46 —
США) 2152 (фирма Салмсон, Франция) 4,5-10-з 43 6,8 32 76
В-6,3/30 (СССР) 6,3-10-з 30 8,5 48 40
S-82 (Польша) 8,3-10-з 39 12 36 81
GGT (фирма Аврора, 5-Ю-3 30 7,5 49 —
США) 2162 (фирма Салмсон, Франция) 8-Ю-3 32 14 29 100
Список литературы
' 1. Байбаков О. В. Вихревые насосы. Под ред. Л. К- Ляхов-
ского и К- Н. Попова. «Гидромашиностроение». Вып. 100. М., Машгиз,
1960, стр. 63—98 (Труды МВТУ им. Н. Э. Баумана).
2. Байбаков О. В. К вопросу о разработке теоретических
методов расчета вихревых насосов. Труды ВНИИГидромаша. Вып.
XXXV. М., 1965, стр. 41—68.
3. Б а ш т а Т. М. и др. Гидравлика, гидравлические машины
и гидравлические приводы. Под ред. Т. iM. Башты. М., «Машинострое-
ние», 1970, 504 стр.
4. Б е р е з ю к Г. Т. Самовсасывающие вращательные насосы.
Харьков—М., ГНТИ машиностроительной лит., 1939, 136 стр.
5. Б о п п Г. А. Оценка температуры канала импульсного разряда
в жидкостях. «Оптика и спектроскопия». Т. 18, № 3. М., «Наука»,
1965, стр. 35—40.
6. Г о л у б е в А. И. Лабиринтные насосы для химической про-
мышленности. М., Машгиз, 1961, 72 стр.
7. И д е л ь ч и к И. Е. Гидравлические сопротивления. М.—Л.,
Госэнергоиздат, 1954, 316 стр.
8. Кирилловский Ю. Л. и П о д в и д з Л. Г. Рабочий
процесс и основы расчета струйных насосов. Труды ВИГМ. Вып. XXVI.
М., 1960, стр. 96—135.
9. Комельков С. Н. и Скворцов А. Н. Расширение
канала мощной искры в жидкости. ДАН СССР. Т. 129, № 6. М., изд. АН
СССР, 1959, стр. 50—57.
10. Коул Р. Подводные взрывы. Пер. с англ. М., изд-во иностр,
лит., 1950, 225 стр.
11. К о ч и н Н. Е., К и б е л ь И. А. и Розе Н. В. Теоре-
тическая гидромеханика. Ч. 1. Под ред. И. А. Кибеля. М.—Л., Гос-
техтеоретиздат, 1948, 535 стр.
vl2. Купряшин Н. Н. Центробежно-вихревые насосы. «Вест-
ник машиностроения», 1952, № 3, стр. 24—27.
13. Л а н д а у Л. Д., А з и х е р А. И. и Лифшиц Е. М.
Курс общей физики. Ч. 1. Механика и молекулярная физика. Под
ред. В. Я. Дубова. М., «Наука», 1965, 384 стр.
14. Ломакин А. А. Центробежные и ссевые насосы. Изд. 2-е.
М.—Л., «Машиностроение», 1966, 362 стр.
15. О в с я н н и к о в Б. В. и Ч е б а е в с к и й В. Ф. Неко-
торые результаты испытаний высокооборотных центробежных насосов.
Серия «Авиационная техника», № 22. М., изд-во Высшей школы, 1958,
стр. 27—35.
16. П о л о ц к и й Н. Д. О течении идеальной жидкости в криво-
осных диффузорных каналах. Труды ВИГМ. Вып. XXVIII, М.,
1961, стр. 38—57.
158
17. Пономарев С. Д. Применение трубок Пито для нагне-
тания жидкостей. М., Машгиз, 1940, 30 стр.
18. П р а н дт л ь Л. Гидромеханика. Пер. с нем. Изд. 3-е. М.,
изд-во иностр, лит., 1951, 305 стр.
19. П р а н д т л ь Л. и Т и т ь е н с О. Гидромеханика. Ч. 1
и ч. 2. Пер. с нем. М.—Л. ОНТИ НКТП СССР, 1935, 219 стр. и 280 стр.
20. П ф л е й д е р е р К- Лопаточные машины для жидкостей
и газов. Пер. с нем. Изд. 4-е. М., Машгиз, 1960, 683 стр.
21. Руднев С. С. Баланс энергии в центробежном насосе.
«Химическое машиностроение», 1938, № 3, стр. 17—26.
22. С п а с с к и й К- Н. Центробежные насосы высокого давления.
«Общее машиностроение», 1961, № 3, М., ЦИНТИМАШ, стр. 27—31.
23- С п а с с к и й К- Н. Насосы с вращающимся корпусом.
«Вестник машиностроения», 1962, № 5, стр. 25—29.
24. Спасский К- Н. и Щеглов Г. М. Центробежный насос
с предвключенным эжектором. «Химическое и нефтяное машинострое-
ние», 1968, № 3, стр. 9—12.
25. У с а к о в с к и й В. М., Трофимова Н. Б. и Ага-
ев Р. Г. Экспериментальное исследование гидравлических и энерге-
тических характеристик электроимпульсной установки». Электронная
обработка металлов», 1968, № 4, стр. 15—25.
"2 6. Шаумян В. В. Исследование рабочего процесса центро-
бежно-вихревого насоса. Труды ВНИИГидромаш. Вып. XXXVII.
М., 1968, стр. 106—121.
27. Ширкевич М. Г. и Кошкин Н. И. Справочник по
физике. Изд. 3-е, М., «Наука», 1965, 247 стр.
28. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя. Пер. с нем.
Под ред. Л. Г. Лойцанского. М., изд-во иностр, лит., 1956, 455 стр.
29. В а г s k е I. М. High pressure pumps. The «Engineer», 1955,
vol. 195.
30. De Baizy Scoop pump. «Aviation Age», 1957, vol. 28, N 6.
v31. Pfaff H. Vergleichende Untersuchungen an Seitenkanalp urn-
pen mit und ohne Zeitrad «Konstruction», 1961, 13, N 2.
32. S h i m о s а к a M. Design of Regenerative Pump. Memoire
of Faculty of Technology the Tokyo Metropolitan University N 13. Tokyo,
Japan, 1963.
33. Stepanoff A. Centrifugal and axial flow pumps. New York,
34. T u 1 e r J. u H i с к s. Pump selection and application. New
York, Me J RAW — Hill Book Co INC, 1958.
Оглавление
с
I
N
)
Г
Г
Е
1
К
I
I
1
I
(
Введение .................................................... 3
Глава /. Черпаковые насосы (с вращающимся корпусом) ... 6
1. Рабочий процесс .................................. 12
2. Расчетные характеристики.......................... 27
3. Влияние элементов проточной части насоса на его
внешние и внутренние характеристики............... 37
4 Расчет и испытание................................. 62
Глава II. Центробежные насосы с эжектором на входе 90
1. Устройство........................................ 90
2. Расчет............................................ 91
3. Экспериментальная проверка результатов расчета . . 98
Глава III. Электроимпульсные насосы ................. 102
1. Устройство насоса и его рабочий процесс ......... 102
2. Анализ рабочего процесса......................... 106
3. Пример расчета .................................. 117
4. Сравнение результатов исследования с экспериментом 119
Глава IV. Вихревые насосы.................................. 122
1. Основы расчета.................................... 122
2 Конструктивные особенности ........................ 148
Список литературы.......................................... 158
Константин Николаевич Спасский
Валерий Ваграмович Шаумян
НОВЫЕ НАСОСЫ ДЛЯ МАЛЫХ ПОДАЧ И ВЫСОКИХ НАПОРОВ
Редактор издательства Н. П. Ошерова.
Технический редактор А. Ф. Уварова. Корректор Ц. И. Будницкая
Переплет художника Л. С Вендрова
Сдано в набор 11/IV 1972 г. Подписано к печати 21/ХП 1972 г. Т-21023
Формат 84хЮ81/з?- Бумага № 2
Усл. печ. л. 8,4. Уч. изд. л. 8,5
Тираж 7 600 экз. Заказ 1700. Цена 56 коп.
Издательство «Машиностроение». Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Союзполиграфпрома при Государственном
комитете Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии
и книжной торговли. 193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10
56 коп.