Лабиринтно-винтовые уплотнения, насосы и уплотнения для агрессивных сред - Голубев А.И.

Автор: Голубев А.И.

Теги: процессы и оборудование химической технологии в целом технология металлов машиностроение приборостроение гидромеханика насосы

Год: 1981

Похожие

Координатно-расточной станок WKV-100 MAS. Технический паспорт

Технология производства в эпоху палеолита

Внешняя политика и дипломатия Японии

Совершенствование памяти

Текст

А. И. Голубев

ЛАБИРИНТНО-
ВИНТОВЫЕ
НАСОСЫ

И УПЛОТНЕНИЯ

ДЛЯ АГРЕССИВНЫХ СРЕД

Второе издание,
переработанное
и дополненное

Москва «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1981
ББК 34.7

Г62

УДК 66.023

Рецензент С. С. Руднев

Голубев А. И.

Г62 Лабиринтно-винтовые насосы и уплотнения для агрес-
сивных сред. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машино-
строение, 1981 — 112 с., ил.

35 к.

В книге приведены результаты теоретических и экспериментальных исследований
насосов н уплотнений, в которых для перемещения жидких сред используется турбу-
лентное тренне. Рабочими органами являются винт н втулка с нарезками противополож-
ного направления. Описан принцип действия, дана уточненная методика гидравличе-
ского расчета и приведены результаты экспериментальных исследований лабириитно-
вннтовых устройств. Рассмотрены примеры их практического использования в каче-
стве насосов и уплотнений. Кинга предназначена для инженерно-технических работ-
ников, занимающихся исследованием, расчетом и конструированием машин с вращаю-
щимися валами (насосов, компрессоров* центрифуг, аппаратов), а также для кон-
структоров, разрабатывающих уплотнительные устройства.

„ 31402-174

Г----——------- 174-81. 2801020000

038(01)-81

ББК 34.7
6П7.1

ИБ № 3172

АЛЕКСЕЙ ИВАНОВИЧ ГОЛУБЕВ

ЛАБИРИНТНО-ВИНТОВЫЕ НАСОСЫ

И УПЛОТНЕНИЯ ДЛЯ АГРЕССИВНЫХ СРЕД

Редактор О. Ф. К о р с у и

Художественный редактор И. К- Капралова

Технический редактор Н. Н. Чистякова

Корректор Л. Е. Хохлова

Обложка художника В. И. Столярова

Сдано в набор 23-02.81. Подписано в печать 08. 05.81.

Т-08740. Формат 60X90*/«- Бумага типографская № 2.

Гарнитура литературная. Печать высокая. Усл. печ. л. 7,0.

Уч.-изд. л. 6,8. Тираж 3500 экз. Заказ 216. Цена 35 к.

Издательство «Машиностроение», 107076, Москва, Б-76, Стромынский пер., 4

Московская типография № 6 Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии н книжной торговли.

109088, Москва, Ж-88, Южнопортовая ул., 24.

Жидкостное трение широко используется в современной тех-
нике, и его значение для работоспособности различных машин
и механизмов непрерывно возрастает. Так, благодаря жидкост-
ному трению в подшипниках скольжения, быстроходных шари-
ковых и роликовых подшипниках, зацеплениях зубчатых и
червячных передач, различных уплотнениях достигается высо-
кая износостойкость и надежность работы.

В большинстве случаев в указанных узлах и элементах
машин и механизмов наблюдается трение в условиях ламинар-
ного движения смазывающей жидкости, т. е. определяющим
является вязкое трение. Однако с развитием техники увеличи-
ваются частоты вращения валов, скорости скольжения деталей
машин и механизмов, а также давления жидкостей и газов, и
все чаще создаются условия для возникновения трения в тур-
булентном режиме, которое условно назовем турбулентным
трением. В отличие от вязкого трения, при котором напряже-
ния в большинстве случаев пропорциональны первой степени
•скорости, турбулентное трение характеризуется приблизительно
квадратичной зависимостью напряжений от скорости. Поэтому
влияние этого трения на работу того или иного узла с повы-
шением скоростей возрастает значительно быстрее, чем вязкого.

О большом значении и перспективах использования турбу-
лентного трения в современной технике свидетельствует, на-
пример, быстрое развитие турбулентной теории смазки подшип-
ников скольжения. Появляется все больше исследований тур-
булентного трения в зазорах торцовых уплотнений, импеллеров,
винтовых уплотнений и насосов.

Следует отметить также использование турбулентного тре-
ния в пограничном слое при срывных обтеканиях с целью
уменьшения сопротивления тел.

Область турбулентного трения в технике расширяется, но
из-за малой изученности турбулентности число конструктивных
решений, повышающих эффективность турбулентного трения,
пока весьма ограниченно.

Одно из таких решений предложено [А. с. 126748 (СССР)]
и исследовано автором для насосов и уплотнений, рассчитан-
ных на сравнительно высокие напоры и малые расходы жидко-
стей. Идея предложения заключается в том, что для интенси-
фикации турбулентного трения жидкости или газа в зазоре
между скользящими относительно друг друга гладкими поверх-
ностями на обоих поверхностях выполняются периодически
повторяющиеся выступы (рис. 1).

Рис. 1. Поверхности с выступами, в зазоре которых при относительном
скольжении турбулентное треиие используется для перемещения жидкости

С целью использования возникающего турбулентного трения
для перемещения жидкости или газа выступы направлены по
линиям, составляющим некоторые острые углы <ц и аг различ-

Рис. 2. Лабиринтно-вин-
товой импеллер:

1 — втулка; 2 — винт

ного знака с направлением, перпендику-
лярным к скорости скольжения V. Для
взаимодействия этих выступов с движу-
щейся жидкостью или газом не имеет
принципиального значения, на каких по-
верхностях, в каком количестве и какой
формы они выполнены.

Практический интерес представляет
случай, когда выступы выполнены на ци-
линдрических поверхностях (одна из
которых вращается) в виде многозаход-
ных противоположно направленных на-
резок специального профиля (если на
винте правая нарезка, то на втулке —
левая и наоборот). Такое устройство
(рис. 2) первоначально было названо
лабиринтным импеллером, и соответ-
ствующий насос — лабиринтным. В оте-
чественной и зарубежной литературе
для подобных устройств используют раз-

личные названия: лабиринтный, лабиринтно-вихревой, лаби-

ринто-винтовой, двунарезной и др. Наиболее точным, по-види-
мому, является термин «лабиринтно-винтовой» (импеллер,
насос, уплотнение), поскольку рабочий процесс такого устройст-
ва сходен одновременно с рабочим процессом лабиринтного
уплотнения и винтового устройства, у которого нарезка имеется
лишь на одной из поверхностей. Ввиду большей распространен-
ности и простоты термина «лабиринтный» его можно сохра-
нить, но только для обозначения насосов.

Наличие выступов нарезок на обоих рабочих поверхностях в
значительной степени повышает турбулентное трение в зазоре.
На рис. 3 приведены экспериментальные зависимости напора

Рис. 3. Характеристики импеллеров со втулками (диаметр виита 100 мм, дли-
на НО мм):
а—с нарезкой; б—без нарезки

от подачи двух импеллеров, снятые при работе на воде, с наре-
занной (а) и гладкой (б) втулками, одним и тем же винтом и
при одинаковых радиальных зазорах. Нарезки показаны в сече-
ниях, перпендикулярных к их направлениям. Для упрощения
изображения дуги эллипсов в сечениях заменены прямыми ли-
ниями. Нарезка на втулке увеличивает напор импеллера при-
близительно в 7,5 раза.

Высокие напоры при малых подачах, создаваемые лаби-
ринтно-винтовыми импеллерами, работающими на маловязких
жидкостях, их конструктивная простота и отсутствие непосред-
ственного контакта и трения (внешнего) между деталями опре-
делили возможность использования лабиринтно-винтовых им-
пеллеров в качестве насосов и уплотнений вращающихся валов.
Такого рода насосы нужны в различных отраслях промышлен-
ности. Так, в связи с переходом от периодических к непрерыв-
ным процессам в химической промышленности все больше
требуется насосов на высокие напоры (до 150 м) и малые по-
дачи (до 6 л/с), приспособленных для перекачивания различных
агрессивных жидкостей (кислот, щелочей и т. п.). Использова-
ние для этого вихревых насосов, наиболее близких по рабочему
процессу и характеристикам к лабиринтно-винтовым, во многих
случаях невозможно из-за изнашивания и схатывания трущихся
поверхностей в узких уплотнительных зазорах этих насосов.
Применение одноступенчатых центробежных насосов для ука-
занных параметров работы часто экономически невыгодно
вследствие их низких КПД при коэффициенте быстроходности
п5=10 ... 40.

Высокая степень турбулентности в зазорах лабиринтных на-
сосов обеспечивает возможность перекачивать неоднородные
среды .(не обладающие значительной абразивностью)—газо-
жидкостные эмульсии, суспензии мелких частиц в жидкостях,
а также использовать эти насосы как смесители.

Еще одну область применения лабиринтно-винтовых уст-
ройств открывают уплотнения вращающихся валов насосов и
других машин и механизмов. Их использование наиболее целе-
сообразно при большой частоте вращения валов, так как эффек-
тивность работы лабиринтно-винтовых уплотнений увеличи-
вается пропорционально квадрату скорости.

В книге описана гидравлическая теория и результаты экспе-
риментальных исследований лабиринтно-винтовых насосов и
уплотнений, дана методика их расчета, приведены конструкции
и примеры практического применения.

Теоретические и экспериментальные исследования рабочего
процесса лабиринтно-винтовых устройств проведены для наи-
более общего случая работы насоса. При расходе среды, близ-
ком к нулю, получены характеристики уплотнений.
Глава I

РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС ЛАБИРИНТНОГО НАСОСА

1. Общая схема движения жидкости в насосе

Рассматривая пространство между втулкой 1 и винтом 2
лабиринтно-винтового насоса или уплотнения (см. рис. 2), ви-
дим, что жидкость располагается в ячейках, ограниченных с
одной стороны двумя нарезками винта и с другой —двумя
нарезками втулки (рис. 4). Движение жидкости идентично во
всех ячейках, достаточно удаленных от концов винта.

Передача энергии от винта к окружающей жидкости проис-
ходит в результате обмена количествами движения жидкости,
обтекающей винт, с жидкостью, обтекающей втулку. Роль вы-

Рис. 5. Поперечное сеченне
лабиринтного насоса

Рис. 4. Образование вихрей в ячейке
лабиринтного насоса

ступов нарезки втулки заключается в интенсификации этого
процесса.

Силовое взаимодействие винта и втулки с жидкостью сво-
дится к возникновению сил трения на условной поверхности
раздела пространства между винтом и втулкой. Представим
поверхность раздела в виде цилиндрической поверхности, про-
ходящей через зазор между винтом и втулкой (рис. 5). Опре-
деляющим здесь является турбулентное трение, в отличие от
винтовых насосов или уплотнений с гладкой втулкой, исполь-
зующих в основном вязкое трение. При одной и той же вязкости
жидкости и одинаковых радиальных зазорах между винтом и
втулкой нарезка втулки резко повышает треиие в рабочем про-
странстве импеллера-(см. рис. 3). Очевидно, при вязком трении
увеличение зазоров при выполнении нарезки на втулке могло бы
привести лишь к уменьшению сил трения вследствие снижения
скорости сдвига в зазоре. Отсюда следует, что в лабиринтно-
винтовом устройстве жидкостное трение качественно отличается
от вязкого.

При вращении винта в гладкой втулке течение жидкости в
ламинарном режиме относительно винта является установив-
шимся (макро), если не принимать во внимание случайные не-
большие отклонения формы зазора и биение винта.

В произвольном торцовом сечении лабиринтно-винтового
устройства относительное положение выступов нарезок втулки
и винта непрерывно и периодически изменяется. Частота изме-
нения положения выступов и, можно предполагать, основная
частота пульсаций скорости в данной неподвижной точке про-
странства равны частоте вращения винта, умноженной на число
заходов его нарезки. Это положение было подтверждено экс-
периментами, при которых в рабочее пространство прозрачной
втулки из оргстекла помещали ворсинки, закрепленные на
иглах. Колебания ворсинок исследовали с помощью стробоскопа
и фотографированием. Было установлено, что частота колеба-
ний ворсинок соответствует указанной выше.

Силы трения, возникающие в жидкости, создают на высту-
пах винта и втулки силы давления и трения. При турбулентном
режиме обтекания выступов, когда жидкость имеет сравни-
тельно малую вязкость, основную роль играют силы давления,
перпендикулярные к поверхностям выступов нарезок. Состав-
ляющие этих сил в осевом направлении определяют напор лаби-
ринтного насоса.

Для определения рабочей характеристики насоса примем
ряд дополнительных допущений, упрощающих рассмотрение.

Пренебрегаем влиянием центробежных сил на движение жид-
кости в рабочем пространстве лабиринтного насоса. Очевидно,
влияние этих сил тем меньше, чем меньше отношение высоты
проходного сечения насоса к его среднему радиусу, т. е.
2(2Л+б/2)Д/ (см. рис. 5). Весьма существенным для вихреобра-
зования в рабочем пространстве между винтом и втулкой явля-
ются также направление и частота вращения. За редким исклю-
чением, винт лабиринтного устройства вращается, а втулка
неподвижна. Влияние этого фактора на характер движения
жидкости косвенно подтверждается опытами Тейлора и других
авторов, исследовавших устойчивость и режимы течения в за-
зорах между вращающимися цилиндрами.

Если внутренний цилиндр вращается, а наружный неподви-
жен, то с увеличением частоты вращения под действием центро-
бежных сил возникает неустойчивость движения жидкости и
8
появляются вихри определенной формы. Таких вихрей не на-
блюдалось при вращении наружного цилиндра и неподвижном
внутреннем. Течение жидкости в этом случае обладает большей
устойчивостью. Два ряда вихрей появлялось при вращении
цилиндров в противоположных направлениях. В опытах Тейлора
осевое течение жидкости отсутствовало. Если же оно есть, то
характер движения жидкости, еще более сложный, определяется
двумя параметрами: числом Тейлора и числом Рейнольдса осе-
вого течения. При этом можно выделить четыре различных
режима течения [3].

Все это свидетельствует о сложности динамики течения даже
в случае гладких цилиндрических поверхностей, не говоря уже
о поверхностях с нарезками. Пренебрегая влиянием направления
и частоты вращения на характер вихреобразования в лабиринт-
но-винтовом устройстве, в дальнейшем считаем, что вицт и
втулка вращаются в противоположных направлениях с равными
частотами. Течение жидкости в каждой ячейке лабиринтного
насоса (см. рис. 4) рассматриваем как квазиустановившееся.

Из-за неустановившегося характера самой турбулентности
течение жидкости можно считать установившимся лишь отно-
сительно осредненных во времени скоростей и давлений. В сог
ответствии с рис. 4 принимаем, что на нарезках винта и втулки»
образующих ячейку, имеются присоединенные вихри, которые
воздействуют на жидкость, заключенную в ячейке, в направле-
нии от входа к выходу насоса. Картину течения в ячейке можно
считать неизменной на достаточно большом среднем участке.
Вблизи входа происходит формирование течения. Вблизи вы-
хода картина течения также изменяется: ячейка «раскрывается».
Это определяет амплитуду и частоту пульсаций скоростей и
давлений жидкости на входе и выходе. Пренебрегая сравни-
тельно небольшой пульсацией, что подтверждается эксперимен-
тами, рассматриваем основную (среднюю) часть течения. Кроме
того, пренебрегаем влиянием кривизны рабочего пространства и
считаем, что течение жидкости происходит между развертками
поверхностей винта и втулки, движущихся в противоположные
стороны со скоростями о/2.

Число заходов и шаг нарезок на втулке и винте принимаем
одинаковыми для упрощения схемы работы насоса.

На рис. 5, 6 и далее приняты следующие обозначения:
й — наружный диаметр винта;

I—длина винта;

д — диаметральный зазор между нарезками винта и втулки;

Ь — ширина верхушек нарезок винта и втулки в поперечном сечении;
I — шаг нарезок в поперечном сечении;

И—высота нарезок;

Рар—проходная площадь насоса в поперечном сечении (площадь
пустот с изображением жидкости на рис. 5);

П — периметр канала в поперечном сечении;
а — угол нарезок по отношению к оси насоса;

лЛп

V — окружная скорость на винте, равная
вращения, об/мин;

где п — частота

—средняя скорость течения жидкости в направлении оси насоса,
равная (2/Рпр, где (2 — подача насоса;

Др( — перепад давления жидкости на выступе нарезки винта или
втулки.

Кинематику и динамику движения жидкости в лабиринтном
насосе исследуем, последовательно рассматривая факторы,
влияющие на рабочий процесс. Излагаемая модернизированная
теория рабочего процесса лабиринтного насоса разработана
автором совместно с И. И. Зозулей [6].

2. Рабочая характеристика насоса

В первом приближении пренебрегаем влиянием утечек или
объемных потерь жидкости в узлах пересечений нарезок винта
и втулки, трением жидкости о стенки или гидравлическими по-
терями при ее течении в рабочем пространстве насоса, а также
влиянием входа и выхода на характеристику лабиринтного на-
соса.

Рис. 6. К определению гидравлической характеристики лабиринтного насоса

На рис. 6 приведены развертки поверхностей винта и втулки
с нарезками, условно обозначенными прямыми линиями (стрел-
ками показаны направления относительного движения жидко-
сти), а также эпюры распределения скоростей в сечениях рабо-
чего пространства параллельных оси х.

На рис. 6, а показана поверхность винта, движущаяся со
скоростью V, и поверхность втулки (неподвижна). Средняя ско-
рость течения жидкости в направлении оси г равна отноше-
нию подачи насоса <2 к проходной площади Рпр.
Дальнейшие рассуждения основаны на предположении о том,
что в рабочем пространстве насоса основное течение жидкости
определяется направлением нарезок винта и втулки. При этом
средняя окружная составляющая скорости течения жидкости
относительно втулки или винта равна ож1^а.

На рис. 6, а показаны условные, принятые для расчета и
предполагаемые действительные (штриховая линия) эпюры рас-
пределения окружной скорости жидкости при подачах насоса:
равной нулю, больше нуля и максимальной.

Придадим втулке и винту скорость —о/2 (см. рис. 6,6).
Течение жидкости в области нарезок винта идентично течению

Рис. 7. Квазиустановившееся течение в ячейке насоса

в области нарезок втулки. Соответственно вычитая скорость о/2
из эпюр скоростей на рис. 6, а, получим эпюры распределения
окружной скорости для схемы рис. 6, б. В предельном случае,
когда расход жидкости через насос достигает максимума и
напор насоса равен нулю, нарезки винта и втулки не оказы-
вают воздействия на жидкость. При этом производная от
окружной скорости (скорость сдвига) в средней плоскости, от-
деляющей область винта от области втулки, равна нулю, а сле-
довательно, силы жидкостного трения в этой плоскости отсут-
ствуют. Ячейки насоса, образованные пересечением нарезок (см.
рис. 6,6), движутся в осевом направлении со скоростью
(о/2)с1^а. Поэтому, чтобы перейти к рассмотрению течения
жидкости в ячейках насоса, достаточно придать всему рабо-
чему пространству скорость —(о/2)с1^а. Получим картину тече-
ния, показанную на рис. 7, а. Решетка, состоящая из ячеек, на
рис. 7, а сохраняет свою форму и обтекается жидкостью в на-
правлении, противоположном оси г, с постоянной скоростью
(о/2)с1^а — 0/Рцр- При этом поступательная скорость поверх-
ности винта и втулки относительно ячейки равна о/2зта. Жид-
кость, находящаяся вблизи этих поверхностей, увлекается ими
в направлениях, совпадающих с направлениями соответствую-
щих нарезок. На рис. 7, 6 эти направления показаны стрелками.
Это подтверждается стробоскопированием ворсинок, помещен-
ных между нарезками втулки. Нарезки винта и втулки образуют
каналы, направляющие течение жидкости. При этом следует
учитывать турбулентный характер движения, в процессе кото-
рого частицы жидкости из каналов винта попадают в каналы
втулки и наоборот. Если рассматривать одну ячейку насоса,
то линии тока осредненной скорости в средней плоскости, раз-
деляющей винт и втул-

Рис. 8. Взаимодействие жидкости с на-
резками насоса

ку, можно представить
сплошными линиями
(см. рис. 7, б).

Окружная составля-
ющая скорости жидко-
сти равна (о/2)—
— (Ф/ЛфН&а (см. рис.
6,6 и 7, б). Считая,
что напряжения вязко-
го трения в зазоре на-
соса малы (см. под-
разд. 1), для турбу-
лентного трения можно
считать, что напряже-

ния трения и, следова-
тельно, сила трения одной ячейки Тя пропорциональны квадрату
окружной скорости жидкости и ее плотности:

'Г* V

Г”~р(т

(1)

Выделим на развертках поверхностей винта и втулки по-
лоску шириной в одну ячейку и рассмотрим силы, действующие
на протекающую через нее жидкость (рис. 8). Пренебрегая
напряжениями трения жидкости о поверхности винта и втулки,
учитываем лишь напряжения, нормальные к нарезкам. В соот-
ветствии с рис. 8 напряжения трения в зазоре вызывают на
нарезках силы давления /?, которые им пропорциональны:

------Я-^аУсоза. (2)

\ * * пр ✓

Силы давления /?, спроектированные на ось г, определяют
перепад давления в одной ячейке ДР1=рг — Рь поэтому

Др!^~ 2/?з1па—-р (—-----— а Vсоза8ша. (3)

\ 2 Рщ, )

Полный перепад давления в насосе складывается из пере-
падов давлений во всех ячейках. Число ячеек т, умещающихся
йа длине винта I,

5
где х — шаг нарезки; г — число заходов нарезки винта (втулки).
Учитывая, что 1ёа = лД/5, получим

г/ {да

т = ——

(4)

Перепад давления в местном сопротивлении (выступ, суже-
ние, поворот и т. п.) пропорционален коэффициенту сопротив-
ления приблизительно постоянному в широком диапазоне
изменения чисел Рейнольдса для плохообтекаемых сопротивле-
ний. Поэтому, умножая Др1 на т и получим для перепада
давления Дрт насоса, определяемого турбулентным трением, сле-
дующую зависимость:

* г1 / V <2 1. \2 . »

АРт = —Г ( -------) 81П “•

яд \ 2 г др /

Напор насоса

В лй \ 2 Гпр /
где к — коэффициент напора насоса:

к = 51П2 а.

(5)

(6)

(7)

Запишем выражения для мощности и КПД насоса. Гидрав-
лический момент, приложенный к винту и втулке, определяется
проекциями Р сил Р (см. рис. 8). Силу Р можно выразить через
перепад давления в насосе Дрт, вычислив гидравлическую силу
РОс = ЛРт7’пр> поэтому

Р = Др^прС^а.

Тогда мощность, затрачиваемая при работе насоса,

ЛГТ = ДртГпрс1§а—, (8)

а КПД насоса
цт = =-------2------. (9)

Ут „ , Р

Рпр ® • 2

Чтобы яснее представить физический смысл цт, выразим по-
дачу С) через среднюю скорость течения жидкости (см. рис. 8):

__ ___________ __ г'ж 81П <Х _ Рщ.п (Ю)

Т „ х О » Рп

ЛтрС^а-— — сова

Таким образом, — отношение нормальной скорости тече-
ния жидкости к нормальной скорости движения выступов винта
или втулки — можно назвать коэффициентом увлечения жид-
кости. Этот коэффициент совпадает с соответствующим коэф-
фициентом для вихревых насосов. Для лабиринтных и вихревых
насосов коэффициент увлечения пропорционален расходу насоса
и равен единице при скорости движения жидкости, равной ско-
рости нарезки лабиринтного насоса или лопатки вихревого на-
соса. При этом напор насоса равен нулю [см. формулу (6)].
Коэффициент увлечения показывает, насколько скорость жидко-
сти близка к скорости стенки. Поскольку силы, приложенные
к объему жидкости и стенке, равны, то мощность, затрачивае-
мая на движение жидкости, пропорциональна скорости движения
стенки, а мощность, приобретаемая жидкостью, пропорциональ-
на скорости движения жидкости, которая в пределе может стать
равной скорости движения стенки. При этом передачи энергии
от стенки к жидкости нет, т. е. насос перестает работать. Таким
образом, коэффициент увлечения жидкости даже теоретически
не может быть равен единице, а, следовательно, общий КПД
лабиринтного или вихревого насоса всегда значительно меньше
единицы.

3. Оценка влияния трения жидкости о стенки

Рис. 9. Определение гидравлического
сопротивления иасоса

Оценить влияние сил трения на движение жидкости в насосе
можно только весьма приближенно вследствие сложности кине-
матики движения жидкости и формы каналов. Напряжения
трения т на рабочих поверхностях насоса определяются состав-
ляющими скоростей течения жидкости и движения каналов
винта и втулки в направлении нарезок (см. рис. 7).

Рассмотрим напряже-
ния трения т, возникаю-
щие на поверхностях ка-
навок винта и втулки. На
рис. 9 показана жидкость,
заполняющая канавку с
поперечным сечением, со-
впадающим с поперечным
сечением каналов винта

или втулки А — А (см.
рис. 7), перпендикулярным направлению их выступов. Периметр
канавки П, площадь ее поперечного сечения

Обычно из-за отсутствия значений коэффициентов гидрав-
лического сопротивления труб некруглого сечения или канавок
считают, что их коэффициенты сопротивления Л совпадают с
коэффициентами Л круглых труб. При этом коэффициент Л за-
висит от двух параметров — числа Рейнольдса и относительной
шероховатости. При подсчете этих параметров для канавки
вместо радиуса круглой трубы следует подставлять удвоенный
гидравлический радиус канавки /?Г=//П.
Средние напряжения трения на поверхностях труб или кана-
вок постоянного сечения выражаются зависимостью [4]

. ®°т

где оот — средняя относительная скорость течения жидкости в
направлении оси канавки.

В соответствии с рис. 7 средняя относительная скорость те-
чения жидкости в направлении канавок винта и втулки

г V , / V , 1 ф

12 V 2 Лц> /з соз а Лтрсоза

откуда

(И)

Умножая напряжения т на площадь поверхности канавок
винта и втулки и проектируя полученную силу на осевое и
тангенциальное направления, определим осевую Тос и танген-
циальную Т силы сопротивления гидравлического трения:

Тое = — (--------УгП/;

4 \ Гпр соз а /

лр
~4~

------У гП1а.

Гщ, саза /

Разделив Тос на проходную площадь насоса Рщ>, получим
потери давления в насосе из-за гидравлического сопротивления
его рабочего пространства

Дрс = —У—

4 КГпрСОза/ Гпр

(12)

Мощность, расходуемая на гидравлическое сопротивление,

Ус = Т— = ----У гП1

2 8 \ ГПр соз а /

(13)

Из фомулы (12) следует, что, чем больше отношение про-
ходной площади к общему периметру канавок гП (пропор-
циональное гидравлическому радиусу канавки), тем меньше
потери на гидравлическое трение.

4. Утечки в лабиринтном насосе

В винтовом насосе или уплотнении с гладкой втулкой утечка
жидкости происходит через щели, образованные цилиндрической
частью поверхности выступов нарезки и стенкой втулки. Пери-
метр этих щелей равен длине нарезок, т. е. достаточно велик,
поэтому их влияние на характеристику винтового устройства
весьма существенно.
При ламинарном режиме трения максимальный перепад дав-
ления, который может выдержать винтовое уплотнение, обратно
пропорционален квадрату зазора между нарезками винта и
гладкой втулкой [16].

В лабиринтно-винтовом устройстве утечка жидкости происхо-
дит через сравнительно узкие щели, образованные пересечением
выступов нарезок винта и втулки. В связи с небольшой про-
тяженностью щелей влияние их зазора через утечку на харак-

Рис. 10. Определение утечки в лабиринт-
ном насосе

теристику лабиринтного
насоса должно быть сла-
бее, чем у винтового насо-
са. Однако (см. рис. 6)
от зазора между нарез-
ками винта и втулки за-
висит производная ок-
ружной составляющей
скорости движения жид-
кости, а следовательно,
напряжения трения в тур-
булентном режиме. По-
этому влияние указанного
зазора на характеристику
лабиринтного насоса дол-
жно быть достаточно

сильным.

Для приближенной оценки утечек в лабиринтном насосе рас-
смотрим рис. 10, на котором показаны в плане пересечения
верхушек выступов нарезок винта и втулки одной ячейки на-
соса. Ширина цилиндрических поверхностей верхушек в нор-
мальном сечении Ьп.

В соответствии с рис. 5 и 10 для ширины щели АВ имеем

АВ = Ь~ 6п/соз а.

Учитывая, что рассматриваемые щели короткие, утечку через
них приближенно считаем как утечку через отверстия. Утечка
через одну щель с зазором 6/2

Оы. —

2 соз а

2 (Ра — Р1)
Р

(14)

Умножив на число пересечений нарезок, равное прибли-
зительно произведению числа заходов нарезки винта (втулки)
на удвоенное число ячеек насоса, получим полную утечку

& = (?61г2т = & 1 = _М_ ./ г^аДр., (15)

соз а у р соз а у лф

где Ар — перепад давления между входом и выходом насоса.
Из формулы (15) следует, что утечка прямо пропорцио-
нальна ширине верхушек нарезок Ь. С увеличением Ь умень-
шается также интенсивность вихреобразования при обтекании
выступов нарезок, т. е. интенсивность турбулентного трения,
поэтому ширина Ь должна быть возможно меньшей.

С увеличением а утечки быстро возрастают, принимая бес-
конечное значение при а=л/2. Этот предельный случай прак-

тически невозможен, так как нарезка с шагом, равным нулю,
невыполнима. С увеличением Ь и а активная длина нарезки,
участвующей в процессе турбулентного трения, уменьшается,
что должно ухудшать характеристику насоса. Влияние этого
фактора оценить теоретически невозможно.

Прибавляя утечку к подаче насоса С? [см. выражение
(5)], которую насос обеспечивает при & = 0, получим

С +

^пр

(16)

(17)

г, к

г1

0 + 0б

Рпр

Мощность, расходуемая при
утечках жидкости, учитывается фор-
мулой (8), поскольку в нее входит
полная проходная площадь и дейст-
вительный перепад давления.

5. Влияние входа и выхода на
характеристику насоса

Рассмотрим движение жидкости
при входе в насос и на выходе из
него.

На рис. 11 изображены разверт-
ки рабочих поверхностей винта и
втулки, причем рабочая поверхность
винта движется со скоростью V, а
рабочая поверхность втулки непод-
вижна. Чтобы получить картину
движения, изображенную на рис. 11,
нужно на рис. 6, б придать винту,
втулке и жидкости скорость п/2, на-
правленную вправо. Тогда осред-
ненная тангенциальная скорость

Рис. 11. Определение влия-
ния концевых сечений на
характеристику лабиринт-
ного насоса

жидкости при вытекании из насоса при всех режимах его
работы равна о/2.

Учитывая осевую составляющую скорости движения жидко-
сти ож, можно построить треугольник скоростей на выходе,
изображенный на рис. 11,6. На рис. 11, а изображен треуголь-
ник скоростей при максимальной теоретической скорости тече-
ния жидкости через насос, когда пж.п=Уи (см. рис. 8) и напор
насоса равен нулю. При этом направление абсолютной скорости
течения жидкости пЖ2тах (см. рис. 11) совпадает с направле-
нием выступов втулки.

Считая скорость жидкости на входе в насос направленной
по оси, на основании уравнения Эйлера [4] можем записать
выражения для напора и мощности, возникающих в результате
закрутки жидкости на выходе из насоса:

ГТ 1 V I I Р8

(18)

(19)

Кроме того, на входе в насос и на выходе из него всегда
существуют гидравлические потери на трение (на вихреобра-
зование, трение жидкости о стенки). Эти потери можно разде-
лить на потери на трение течения жидкости в подводе и отводе
и потери так называемого дискового трения (для лабиринтного
насоса трения жидкости о торцы винта). С увеличением отно-
шения длины винта к его диаметру относительное влияние
потерь дискового трения на характеристику насоса уменьшается.

Приближенную оценку потерь дискового трения, которые
влияют только на мощность насоса, можно производить по полу-
эйпирической формуле, приведенной в работе [11].

Мощность потерь дискового трения обозначим ЛГД.Т. Потери
трения в подводе (полуспир а льном, осевом) и отводе (спираль-
ном, осевом, направляющем аппарате) определяют эксперимен-
тально. Они влияют на напор насоса. Потери мощности при
этом ДРдоС.

6. КПД лабиринтного насоса

Используя результаты, полученные в подразд. 1—5, и учи-
тывая мощность механических потерь в приводе насоса Ммех,
тложно записать напор насоса Н и потребляемую им мощ-
ность № следующим образом:

уу Ар Арт6 Ч~ — Ара — Ардо

У У

У = Ут + ЛГЦ + ЛГС + ЛГД.Т + Умех, (21)

-откуда кпд насоса

_ (ЛРтб + Арц — Арс — Арпо) (3

Л'т + ^гц + Лгс + Л7д. т + Л''мех

Введем следующие обозначения для различных коэффи-
циентов насоса. .
Гидравлический КПД

ЛРтб "Г — ЛРс — дРпо

Лгд

ЛРТ6 + Дрц

Коэффициент гидравлического сопротивления

„ __ ________Д,т + ________

Д'т + Д,ц + Л'с + Д,д.т

(23)

(24)

Коэффициент увлечения жидкости выражается формулой (9)_
Коэффициент утечки

АРтб

*)о = -V—

Дрт

(25)

характеризует потери энергии насоса, вызванные внутренними1
утечками жидкости, в результате их влияния на характеристику
<2(77) [см. формулу (17)].

Механический КПД

_______Ут ~Г Уц~Ь Ус 4~ Уд.т

Ут + Уц + Ус + Уд.т + М мед

Коэффициент закрутки потока жидкости

ц Л'т

(26)

(27>

Учитывая формулы (22) — (27), можно записать выражение
для КПД лабиринтного насоса

’Пт'Ио 4“ ^-ц

Л . _1Т.1Т ц Т]гд11е11ме1.

1 + «Ц

(28)

Экспериментально удается сравнительно точно определить
мощность к' и КПД т] насоса, а также мощность 7УГ и
КПД т]г за вычетом мощности механических потерь привода и
уплотнения Ммех- Поэтому в соотвествии с выражениями (21)
и (28)

ЧтЧо +

Пг = ] _|_ЛЦ 'ЧгдЯс'.

ЛГГ = МТ + МЦ + МС + ^Д,Т.

(29)

(30)

Отметим одну существенную особенность приведенных формул.
При рассмотрении рабочего процесса лабиринтного насоса мы
считали, что силы давления и трения, действующие в канале
насоса, пропорциональны квадратам скорости относительного
движения жидкости, т. е. режим течения жидкости автомодель-
ный, поэтому все полученные выражения подчиняются законам
динамического подобия и согласуются с формулами пересчета
характеристик, справедливыми для центробежных и вихревых
насосов [13]. Приведем формулы пересчета, показывающие, как
изменяются подача, напор и мощность насоса при геометрически
подобном изменении его размеров Ом на Дн, изменении частоты
вращения вала насоса пм на ин и при переходе от жидкости
с удельным весом -ум к жидкости с удельным весом -уд:

= (31)

пм

(33)
"Ж

Пересчет по формулам (31) — (33) справедлив, если коэф-
фициенты сопротивления и напора к, а также КПД иасоса
при пересчете остаются неизменными.

7. О зависимости коэффициента напора от геометрических
и других параметров насоса

Для коэффицента напора к получена зависимость (7) от
угла а. Если считать, что коэффициент сопротивления ^=сопз1
и принять его равным единице, то для к получим зависимость,
показанную сплошной линией на рис. 12. Эта зависимость от-

Рис. 12. Теоретическая зависимость коэффициента напора от угла иарезки

личается от приведенной в работе [5]. Автор считает предпочти-
тельной зависимость (7), поскольку при ее выводе учтено отно-
сительное движение жидкости в тангенциальном направлении.

Зависимость (7) значительно лучше отвечает результатам
экспериментального исследования коэффициентов напора. В этих
экспериментах значения к подсчитаны по напору Н, создавае-
мому лабиринтным насосом при подаче ф=0. Утечки жидкости
в насосе при этом не учитывали. Теоретическая зависимость
(17) при <2 = 0 принимает вид

к г1 ( О. 2 V

Отсюда следует, что с учетом утечек зависимость от а коэф-
фициента напора, определяемого как

(34)

более сложная, чем дает формула (7):

А1 = ^81П2аГ1----— , (35)

\ ГПр V /

где определяется формулой (15).

Из выражений (15) и (35) видно, что с увеличением а в
области а, близких к 90°, Ожидаемая форма кривой к\
показана на рис. 12 штриховой линией.

В выражения (15) и (35) входят экспериментальные коэф-
фициенты сопротивления & и Оба коэффициента в какой-то
степени могут также зависеть от а, хотя основное влияние а
на коэффициент к\ нами определено.

Коэффициент к\ через и зависит от формы профиля
нарезки винта и втулки, которую обозначим Ф, высоты высту-
пов й, расстояния между выступами I (см. рис. 5) и зазора 6.
В общем случае Ф, 1г, I и а могут быть различными для винта
и втулки. Однако в принятой нами симметричной схеме работы
насоса, когда винт и втулка работают одинаково (их можно
менять местами), очевидно, не имеет смысла делать винт и
втулку с различной геометрией профиля нарезки. Это положе-
ние в большинстве случаев подтверждено экспериментами. Не-
которые отклонения от указанного положения получались вслед-
ствие несимметричности работы винта и втулки.

В группу факторов, определяющих коэффициент к\, в об-
щем случае следует включить числа Рейнольдса осевого Кегж
и тангенциального Ке„ движений жидкости, влияющие на и
соответственно Ре„Ж1 и Кець влияющие на

Известно, что безразмерная величина зависит от безразмер-
ных параметров или их комбинаций. Такими комбинациями
могут быть отношения 1г/1, б/й, /г/(1г+8) и т. д. Угол а также
является безразмерным. Параметр Ф, определяющий форму
профиля нарезки (трапецеидальную, треугольную, полукруглую
и др.), можно считать безразмерным. Целесообразно выделить
из Ф ширину верхушек выступов Ь (см. рис. 5) или Ьп (см.
рис. 10), так как эти величины существенно влияют на С уве-
личением Ь обтекание выступа жидкостью становится более
плавным и интенсивность вихревого обмена снижается, что
приводит к уменьшению коэффициента к\.
Для Ь можно составить следующие безразмерные комбина-
ции: Ь/Н, ЬЦЬ+К), Ь/1, 1(Ь + Н) и др.

Целесообразность выбора тех или иных безразмерных ком-
бинаций должна определяться минимальным разбросом экспе-
риментальных точек зависимости к\ от принятого безразмерного
параметра. Например, можно записать так:

= К (ф, -у . у-. -у . «. Ке„ж, Кес, КеС;к1, Кес1) .

Влияние перечисленных факторов на к\ можно определить лишь
экспериментально.

Качественно отношение ЛД на кх должно влиять следующим
образом. С уменьшением I при постоянном к к\ уменьшается,
так как при &г->0 (интенсивность вихреобразования стре-
мится к нулю). С уменьшением б/Л коэффициент к\ должен воз-
растать, так как при этом увеличиваются градиент танген-
циальной скорости жидкости и интенсивность вихревого обмена.
При б/Л—>0 кх стремится к некоторому максимальному зна-
чению.

8. Другие теории рабочего процесса лабиринтного
насоса

До настоящего времени существует весьма ограниченное-
число теоретических исследований рабочего процесса лабиринт-
ного насоса. Это объясняется новизной данного насоса и слож-
ностью происходящих в нем гидродинамических процессов.

Е. Г. Мясковский рассмотрел работу лабиринтно-винтового-
уплотнения в ламинарном режиме [12]. Он считал, что лаби-
ринтно-винтовое уплотнение можно представить как два винто-
вых уплотнения, если условную цилиндрическую поверхность,
разделяющую рабочие пространства винта и втулки, принять за
гладкую цилиндрическую поверхность обычного винтового уплот-
нения. При этом были использованы все гидравлические зави-
симости, полученные Боном и Талем для винтового уплотне-
ния [16]. Неправомерность такого рассмотрения рабочего про-
цесса лабиринтно-винтового уплотнения доказывают экспери-
ментальные зависимости (см. рис. 3). Если бы лабиринтно-
винтовое уплотнение работало как два винтовых, то их напоры
при <2 = 0 должны были бы совпадать или быть близкими. В дей-
ствительности они отличаются в 7,5 раза.

Теория ламинарного течения жидкости в лабиринтно-винто-
вом уплотнении с использованием косоугольной инерциальной
системы координат, вариационных методов и численного ана-
лиза была разработана Каровым [18]. Он также не учитывал
вихри и турбулентность жидкости. Исходные дифференциальные
уравнения были аналогичны уравнениям гидродинамической тео-
рии смазки подшипников. Каров рассматривал прямоугольную
форму нарезок как оптимальную по напору при ламинарном
режиме течения и показал, что в ламинарном режиме лаби-
ринтно-винтовые уплотнения имеют несколько меньший напор
по сравнению с винтовым. Этот результат не только количе-
ственно, но и качественно отличается от того, что получается
при турбулентном режиме трения (см. рис. 3).

При рассмотрении турбулентного течения в лабиринтном на-
сосе [15] в качестве исходных дифференциальных уравнений
использованы уравнения Рейнольдса для турбулентного тече-
ния без конвективных инерционных слагаемых. Пренебрежение
этими слагаемыми при обтекании тела с отрывом крупных вих-
рей является весьма грубым допущением. Кроме того, в теории
осредненные скорости выражаются в виде степенных разло-
жений по радиальной координате с коэффициентами, которые
можно определить лишь экспериментально. При выводе зави-
симости перепада давления от подачи использовалось уравнение
изменения количества движения в ячейке насоса. В результате
получена линейная зависимость напора насоса от подачи, хуже
согласующаяся с экспериментом, чем квадратичная.

В работе [17] сравниваются экспериментальные характе-
ристики лабиринтного и вихревого насосов и отмечается их сход-
ство. На этом основании была предпринята попытка рассмотреть
рабочий процесс лабиринтного насоса с использованием урав-
нения моментов количества движения так, как это было сделано
Пфлейдерером для вихревого насоса [4]. При построении ха-
рактеристики Я (С) этим методом необходимо знать уже два
опытных коэффициента, в отличие от методики, изложенной
в подразд. 1—7. Кроме того, характеристика получается в виде
прямой линии, что не соответствует криволинейной форме ха-
рактеристик лабиринтно-винтовых устройств и условиям их
пересчета по подобию. Автором при испытании одного образца
лабиринтного насоса были получены характеристики Я(С),
близкие к прямолинейным. Это можно объяснить большими
гидравлическими потерями в отводе насоса, который представ-
лял собой узкую кольцевую щель.

Э. А. Васильцовым получен ряд экспериментальных зависи-
мостей в безразмерном виде для лабиринтно-винтовых уплотне-
ний с различным числом заходов и формой нарезки, работаю-
щих в широком диапазоне чисел Рейнольдса течения жидкости
[3]. Эти зависимости пригодны лишь для данных испытанных
форм и соотношений размеров рабочих органов. Теоретического
обоснования или объяснения их характера не дано.

До настоящего времени нет теории рабочего процесса лаби-
ринтно-винтового устройства, которая учитывала бы совместное
влияние вязкости и турбулентности на его характеристики. Для
создания такой теории еще недостаточно накоплено экспери-
ментальных данных, поэтому в дальнейшем используем теорию,
изложенную в подразд. 1—7, в которой течение жидкости рас-
смотрено как чисто турбулентное, автомодельное.
Глава II

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ЛАБИРИНТНО-ВИНТОВЫХ РАБОЧИХ
ОРГАНОВ

9. Методика проведения экспериментов

Испытания различных вариантов рабочих органов (винтов и
втулок) лабиринтно-винтовых устройств проводили на стенде,
схема которого показана на рис. 13.

Винты и втулки, изготовленные в большинстве случаев из
стали СтЗ на токарном станке, устанавливали в приборной
части 9 стенда, которая показана на рис. 14.

Винт 10 закрепляли консольно на валу 1, установленном иа
шариковых подшипниках в кронштейне. Втулку 9 центрировали

вода

Рис. 13. Схема стенда для
устройств

испытания рабочих органов лабиринтно-винтовых

относительно винта в корпусе 8 при помощи кольца 7. Уплот-
нение вала выполнено в виде торцового уплотнения 2. Корпус 8
закрепляли на флацце кронштейна.

На входе в прибор расположена всасывающая труба 6 с пе-
реходником на больший диаметр; на выходе из прибора — коль-
цевая камера, образованная корпусом, из которой жидкость
отводилась по напорной трубе 4.

Давление при всасывании и нагнетании измеряли через нип-
пели 5 и 3, приваренные ко всасывающей и напорной трубам:
при всасывании — ртутным манометром 7 (см. рис. 13), при
нагнетании — образцовым манометром И. Давление нагнетания
регулировали вентилем 10.
Вал установки вращался мотор-весами постоянного тока 12,
с помощью которых измеряли момент на роторе прибора. Час-
тоту вращения изменяли реостатом 13 и определяли с помощью
тахоскопа 14.

Рис. 14. Установка винта и втулки при испытаниях

Воду к прибору из бака 3 подводили по трубе 8 и отводили
в бак по трубе 5, измеряя подачу с помощью диафрагмы 4
ртутным дифманометром 6.

При кавитационных испытаниях разрежение в баке созда-
валось двумя водокольцевыми насосами 1, отсасывающими воз-
дух по трубе 2.

Кроме основных испытаний на воде проводили также испы-
тания на веретенном масле и на смеси воды с песком. В этих
случаях жидкость поступала в насос из специального бака и
подачу насоса измеряли объемным способом. Объемный способ
измерения подачи применяли также в тех случаях, когда подача
составляла до 0,5 л/с.

В программе испытаний лабиринтно-винтовых рабочих орга-
нов на воде предусматривалось определение влияния различных
факторов на их характеристики и сравнение эксперименталь-
ных характеристик с теоретическими.

Конечная цель испытаний состояла в нахождении наилуч-
ших соотношений размеров рабочих органов для лабиринтно-
винтовых насосов и уплотнений, а также в построении мето-
дики их расчета (качественная и количественная оценка теоре-
тических выражений, определение опытных коэффициентов, вхо-
дящих в эти выражения).

Во время экспериментов определились следующие этапы вы-
полнения работ:

1) сравнение экспериментальных характеристик Н {($),.
7У(<2), снятых при работе на воде различных вариантов
лабиринтно-винтовых рабочих органов, с теоретическими;

2) изучение влияния различных геометрических соотношении
(ширины верхушек выступов, зазора между винтом и втулкой,
угла нарезки, числа заходов нарезки и др.) на коэффициент
напора [см. формулы (7) и (35)];

3) исследование влияния формы отвода на потери лабиринт-
ных насосов;

4) построение кавитационных характеристик лабиринтных
насосов;

5) исследование влияния вязкости, плотности и содержания
абразивных частиц на рабочую характеристику;

6) исследование работы лабиринтно-винтовых устройств на
газожидкостной эмульсии.

Полученные экспериментальные данные представлены в виде
графиков. На каждом из них показаны профили нарезки винта
и втулки в сечениях, перпендикулярных к направлениям на-
резок (дуги эллипсов в сечениях заменены прямыми линиями).
Между выступами нарезок винта и втулки в большинстве слу-
чаев указан диаметральный зазор б. Направление скорости
нарезки винта для всех сечений следует принимать слева на-
право. В подписи под рисунками условно записаны размеры,
необходимые для изготовления винта и втулки. Например,
запись втулка 0100X160X24 прав, означает: втулка с номи-
нальной внутренней расточкой диаметром 100 мм; шагом на-
резки одного витка 160 мм и числом заходов нарезки 24; на-
резка правая; I — длина проточной части (обычно длина винта).

При изготовлении втулки или винта на токарном станке
профиль резца выполняли по размерам сечения, перпендику-
лярного к направлениям нарезок, и контролировали шаблоном.

10. Экспериментальные характеристики и их сравнение
с расчетными

В результате экспериментов были получены характеристики
более 100 различных вариантов рабочих органов лабиринтно-
винтовых устройств. Для многих вариантов экспериментальные
результаты сравнивали с теоретическими. При этом обнаружи-
лось, что вполне удовлетворительное совпадение (с точностью
до коэффициента к) расчетных зависимостей напора от подачи
получается при использовании формулы (6), которая не учи-
тывает потерь на трение и утечек в рабочем пространстве, а
также влияния концевых сечений на характеристику. Оценка
указанных факторов по формулам (12), (15) и (18) для испы-
танных вариантов показывает, что в первом приближении их
влиянием на напорную характеристику можно пренебречь.

На рис. 15 приведены расчетные напорные характеристики
Нч((2) рабочих органов различных форм (с трапецеидальным,
прямоугольным и треугольным профилями нарезки) и соответ-
ствующие экспериментальные точки. Несмотря на различие
форм нарезок получено удовлетворительное совпадение с экспе-

Рис. 15. Теоретические и экспериментальные напорные характеристики для
различных форм рабочих органов:

1—втулка 080X160X16 прав., впит 0 80X160X16 лев., 1—110 мм; 2 — втулка 01ООХ
Х160Х24 прав., винт 0100X160X12 лев., 1=110 мм: 3 — втулка 060X96X9 прав., винт
060X96X6 лев., 1=110 мм; 4 — втулка 0100X112X25 прав., винт 0100X112X25 лев., 1—
=93 мм; 5 — втулка 080X160x50 прав., винт 080X160X50 лев., 1=110 мм

риментом. При построении расчетных кривых коэффициент на-
пора выбирали постоянным и таким, чтобы начальные точки
характеристики (ф=0) совпадали с экспериментальными.

На рис. 16 для тех же рабочих органов показаны точки, со-
ответствующие значениям цг [см. формулу (29)], подсчитанным
по экспериментальным данным, а также зависимости коэффи-
циента цт от подачи [см. формулу (9)]. Экспериментальные
точки удовлетворительно совпадают с прямыми 2 и 3. Относи-
тельно прямых /, 4 и 5 точки цг расположены несколько ниже.
Эти отклонения можно объяснить в основном потерями на
трение в рабочем пространстве насоса, подводе и отводе, а
также потерями дискового трения. Кроме того, в процессе
экспериментов случались ошибки при определении потерь на
трение в приводе. Влияние этих потерь возрастает с увеличе-
нием подачи, так как гидравлическая мощность при этом убы-
вает, а мощность трения в уплотнении, кронштейне и электро-
двигателе изменяется сравнительно мало. При определении
мощности потерь привода (мощности холостого хода) ошибки
неизбежны, поскольку потери на трение в уплотнении и крон-
штейне зависят от давления, создаваемого лабиринтно-винтовым
устройством.

Рис. 16. Теоретические г]т зависимости и экспериментальные цг значения для
различных форм рабочих органов, размеры которых даиы иа рис. 15

Наибольшие отклонения расчетных значений от эксперимен-
тальных получились для нарезок с узкими каналами (ва-
риант 5), в которых сказывается влияние вязкости (числа
Рейнольдса) и гидравлического сопротивления каналов на ха-
рактеристику.

Рабочие характеристики снимали в насосном режиме и ре-
жиме уплотнения ((2 = 0). Возможны также случаи работы
уплотнения с утечкой (<?<0). Представляет интерес (пока
теоретический) работа лабиринтно-винтового устройства с об-
ратным перепадом давления (Др<0). Если все эти режимы
выразить зависимостью (6), то полная характеристика Нч.(С})
лабиринтно-винтового устройства будет иметь вид кривой, по-
казанной на рис. 17.

На рис. 18 приведены результаты экспериментальных иссле-
дований работы лабиринтно-винтовых устройств в режимах 1
и 3 при различных частотах вращения винта [3]. Эксперимен-
тальные кривые по форме сходны с теоретической (см. рис. 17).

Формула (6) отвечает законам динамического подобия, ис-
пользуемым при пересчете характеристик центробежных и вих-
ревых насосов. Наиболее простым является пересчет характери-
стик по частоте вращения. Чтобы установить справедливость
такого пересчета для лабиринтно-винтовых устройств, были про-
ведены соответствующие эксперименты.
Рис. 17. Теоретическая
напорная характеристика
лабирннтно - винтово г о
устройства в режимах:
1 — уплотнения; 2 — насос-
ном; 3 — турбинном

винтового устройства
при различных п, об/мин:
1 — 0; 2 — 1000; 3 — 1500;

4 — 3000

Рис. 19. Эксперимен-
тальные и полученные
пересчетом по числу
оборотов характеристики
насосов прн п, об/мин:
А —2900; О — 1450; втулка
0 100X112X19 прав., винт
0 100X112X19 лев., /=100 мм

На рис. 19 приведены характеристики насоса, снятые при
«=1450 и 2900 об/мин. Штриховыми линиями показаны харак-
теристики насоса, полученные пересчетом по частоте вращения
[см. формулы (31) — (33)]. Зависимости Я(<?) и А/г(<2), полу-
•ченные пересчетом и экспериментально, удовлетворительно со-
впадают, что подтверждает возможность пересчета характери-
стик по подобию.

Чтобы установить справедливость пересчета характеристик
при подобном изменении размеров, были изготовлены две мо-
дели рабочих органов. Все размеры одной из них (0 50 мм)
были вдвое меньше соответствующих размеров другой

Рис. 20. Экспериментальная и полученная пересчетом по размерам характе-
ристика:

<2— втулка 050X80X19 прав., винт 050x80X19 лев., /=55 мм; б — втулка 0 100x160x19
прав., винт 0100x160X19 лев., /=110 мм; О — характеристика насоса 0 100; сплошные
-линии — характеристика иасоса 050; штриховые — характеристика, полученная пересчетом

(0 100 мм). Характеристики, полученные при испытаниях, пока-
заны на рис. 20. Штриховыми линиями изображены характери-
стики малой модели, пересчитанные на размеры большой модели
{см. формулы (31) — (33)]. При пересчете напор малой модели
увеличивали в 4 раза, расход в 8 раз и мощность в 32 раза.
Учитывая ошибки при изготовлении моделей, а также ошибки
эксперимента и пересчета, можно считать совпадение пересчи-
танных и экспериментальных кривых хорошим.

Без учета влияния входа и выхода на характеристику лаби-
ринтного насоса в соответствии с формулой (6) напор насоса
при некоторой подаче должен быть пропорциональным длине I
проточной части. На рис. 21 приведены две зависимости Н от
снятые при п = 2500 об/мин и различной длине проточной части,
которые с достаточной точностью аппроксимируются прямыми

линиями с началом в центре координат.
Приведем некоторые экспе-

риментальные характеристики
лабиринтно-винтовых рабочих
органов. На графиках даны за-
висимости Н, К, ц, цг и п8 от
(?. Здесь коэффициент бы-
строходности насоса п5 вычис-
ляли по формуле [3]

п =3,65-^-^- ,

где С?— в м3/с; п — в об/мин;
Н — в м.

На рис. 22, а и б показаны
характеристики рабочих орга-
нов диаметром 100 мм, нарезки
которых отличаются в основ-
ном шагом одного витка д. При
сравнении этих характеристик

Рис. 21. Зависимости напора от дли-
ны проточной части. Втулка
0100X160 X 24 прав., винт 01ООХ
X160X12 лев.

можно заметить, что кривая

Н(<2) (рис. 22, а) приближенно получается из кривой

Н(<2>

(рис. 22, б) умножением подачи на отношение шагов нарезок.

Это согласуется с зависимостью (6). Действительно, если обо-
значить параметры одного насоса индексом 1, а другого 2, то

в соответствии с зависимостью (6), получим

/ 01 \2

нп 2 - /*'пр1 16 “у

18ааV

V **Пр2 У

Пусть все размеры насосов, за исключением углов а, совпа-
дают. Тогда при равных скоростях О1 = о2 и одинаковых напорах
Нт1 = Нт2 имеем

01 = ^е«2 =

02 $2

На рис. 23 приведены характеристики рабочих органов диа-
метром 80, 70, 60, 55 и 46 мм с нарезкой трапецеидальной
формы. Эти рабочие органы могут использоваться как для на-
сосов с малыми подачами, так и в качестве уплотнений при
небольших давлениях уплотняемой жидкости.
Рис. 22. Характеристики рабочих органов (п=2900 об/мин) с различным
шагом нарезок:

а — втулка 0 100X112X19 прав., винт 0 100X112X9 лев., /=110 мм; б — втулка
0 100X160X27 прав., винт 0100X160X13 лев., /=110 мм

На рис. 24 дана характеристика рабочих органов с очень
мелкой прямоугольной нарезкой при частоте вращения винта
га = 2500 об/мин. Мощность, потребляемая при <2 = 0, сравни-
тельно невелика (около 0,5 кВт), напор при этом составляет
75 м. Обычно радиальные импеллеры (с открытыми или закры-
тыми лопатками) при создании такого напора с указанной
частотой вращения потребляют значительно большую мощ-
ность.

Как показали эксперименты, наибольшие напоры получаются
при треугольной форме нарезки. Однако эти нарезки обладают
Рис. 23. Характеристики рабочих органов («=2900 об/мин):

а —втулка (из плексигласа) 080X112X6 прав., виит 08Ох 112x6 лев., 1=120 мм- б —
втулка 0 70 X 96X12 прав., винт 0 70x 96X12 лев., ( = 160 мм; в — втулка 0 60X40X12 прав.,
виит 0 60 X40 X6 лев., 1=110 мм; г — втулка 0 55 X 52X12 прав., винт 0 55X52X12 лев ,
(=140 мм; б —втулка 0 46X76X24 прав., виит 0 46x76x24 лев., 1-100 мм
Рис. 24. Характеристика:
рабочих органов с мел-
кой нарезкой. Втулка
0 80Х160ХЮ0 прав.,
винт 080X160X100 лев.,
/=110мм; п=2500об/миж

и наибольшей чувствительностью к изменению зазора между
винтом и втулкой. На рис. 25 приведены характеристики рабо-
чих органов с треугольной формой нарезки. Влияние шага
треугольной нарезки на рабочую характеристику можно про-
следить на рис. 26.

При одних и тех же диаметре винта, числе заходов и про-
филе нарезки в торцовом сечении шаг нарезок равнялся 80,
112 и 160 мм, что соответствовало углам нарезок а=75°40/,.
70°207 и 63°.

С уменьшением шага характеристика Н(($) становится бо-
лее крутой и максимум КПД смещается на меньшие подачи
(см. рис. 26).

Некоторое снижение КПД у рабочих органов с шагом 112 мм
объясняется меньшей точностью их изготовления, в результате
чего при испытаниях на стенде не удалось избежать механи-
ческого трения между винтом и втулкой.

На рис. 27 приводится продольный разрез двухступенчатого
лабиринтно-винтового устройства, наружная ступень которого
выполнена с треугольной нарезкой, а внутренняя — с трапеце-
идальной. Различные нарезки сделаны для того, чтобы при
использовании этого устройства как насоса обеспечить совпа-
дение оптимальных КПД, поскольку их диаметры неодинаковы
(100 и 80 мм).

Характеристика двухступенчатого устройства, снятая при
/г=2900 об/мин, показана на рис. 28. Напор такого устройства
при малых габаритных размерах сравнительно большой.

На рис. 29 дана характеристика наружной ступени двухсту-
пенчатого устройства. Сравнение характеристик на рис. 28 и 29*
Рис. 25. Характеристика рабочих органов (п=29 ООО об/мии) с нарезкой тре-
угольной формы:

с —втулка 0 100X112X19 прав., винт 0 100X112X19 лев., 1=110 мм; б —втулка
0 100X80X27 прав., винт 0100x80x27 лев., 1-150 мм
Рис. 26. Влиииие шага нарезки иа характеристику (п=2900 об/мии):

а—втулка 0100X160X27 прав., винт 0 100x160 X27 лев., 1=150 мм; б — втулка
0100X112X27 прав., винт 0100X112X27 лев., 1=150 мм; в — втулка 0100X80X27 прав.»
винт 0100X80X27 лев., 1=150 мм

Рис. 27. Двухступенчатое лабиринтно-винтовое устройство
показывает, что напор внутренней ступени меньше, чем можно
было ожидать по результатам экспериментов с подобными ра-
бочими органами. В данной внутренней ступени в отличие от

Рис. 28. Характеристика двухступенчатого устройства при п=2900 об/мин

Рис. 29. Характеристика наружной ступени. Втулка 0100X112X25 прав.,
винт 0100X112X25 лев., /—93 мм

испытанных ранее винт неподвижен, а втулка вращается, что
и определяет более низкий напор ступени. Эксперимент под-
тверждает отсутствие полной идентичности процесса взаимодей-
ствия жидкости с нарезками вннта и втулки.
В соответствии с формулой (12) гидравлическое сопротив-
ление канавок винта или втулки течению жидкости по ним
обратно пропорционально их гидравлическому радиусу. Для не-
которой постоянной площади проходного сечения канавки наи-
большим гидравлическим радиусом и соответственно наимень-
шим сопротивлением обладает канавка полукруглой формы
глубиной, равной ее радиусу. Можно также предполагать, что
канавки полукруглой формы оказывают минимальное сопротив-
ление движению вихрей в плоскостях их сечений (см. рис. 6) и,
следовательно, процесс турбулентного трения в насосе проис-
ходит с наименьшими потерями.

Рис. 30. Экспериментальный лабиринтный насос

Для оценки эффективности нарезок с полукруглой формой
канавок были проведены сравнительные испытания рабочих
органов лабиринтных насосов с различной формой нарезок [6].
Исследования проводили на экспериментальном образце лаби-
ринтного насоса (рис. 30), состоящего из опорной стойки 9,
к которой прикреплены корпус насоса 5 и уплотнения 8. В кор-
пусе насоса установлены подвижная в осевом направлении
втулка 4 и винт 6. Жидкость подводится к насосу через всасы-
вающий патрубок 2, соединенный с крышкой <?, и отводится
через нагнетательный патрубок 7. Для осевого перемещения и
фиксации втулки 4 в определенном положении применяют мем-
бранный исполнительный механизм 1 типа МИМ-К.

Конструкция насоса предусматривает возможность уста-
новки рабочих органов различных диаметров и профилей на-
резки. Рабочая длина нарезок изменяется в интервале 95—
145 мм перемещением втулки 4 в осевом направлении. На рис. 31
приведены характеристики, полученные при испытании на воде
рабочих органов насоса с различной формой нарезок (п =
= 2900 об/мин). Канавки полукруглой, трапецеидальной и пря-
моугольной формы имели приблизительно одинаковые гидрав-
лические радиусы—1,7 мм. Гидравлический радиус канавок
треугольной формы примерно равен 0,8 мм. В соответствии с
38
полученными данными максимальные гидравлические КПД ра-
бочих органов составили: при полукруглой нарезке 45%; при
прямоугольной 36%; при трапецеидальной 30%; при треуголь-
ной 28%.

Низкий КПД треугольной нарезки объясняется ее малым
гидравлическим радиусом и значительным отличием формы
канавок от оптимальной полукруглой.

Таким образом, проведенные эксперименты подтвердили
предположения об эффективности нарезок полукруглой формы.

На рис. 32 приведены экспериментальные характеристики ра-
бочих органов с нарезками скругленной формы. Глубина одной
из них меньше, а другой больше, чем глубина полукруглой на-
резки. Эти отклонения формы нарезок приводят к снижению
КПД и ухудшению напорной характеристики.
Рис. 32. Характеристики рабочих органов с нарезками скругленной формы:
0 70, г=8, а=75°42', 0/2=0,25 мм; «=2900 об/мин

Рис. 33. Характеристика лабиринтного насоса «Роздол-1У» с полукруглой
формой нарезок рабочих органов:

0 145 мм, г=14, а=70°, 1=180 мм, 6/2=0,25 мм; 1 —/1=2900 об/мин; 2-/1 = 1450 об/мин
Сравнение КПД полукруглых нарезок (см. рис. 31 н рис. 32)
показывает, что во втором случае КПД ниже. Это можно объ-
яснить менее благоприятным углом а нарезки (75°42'), чем в
первом случае (72°). Уменьшение угла до 70° приводит к уве-
личению максимального гидравлического КПД насоса до
47%. Его характеристика приведена на рис. 33.

11. Влияние угла, формы, зазора и числа заходов
нарезки на коэффициент напора

Теоретическая зависимость коэффициента напора от угла
подъема нарезки а показана на рис. 12. В экспериментах, ре-
зультаты которых приведены на рис. 34 и 35, коэффициенты
напора подсчитывали по напору Н, создаваемому лабиринтно-
винтовыми рабочими органами при подаче <2 = 0. Были испы-
таны рабочие органы с двумя формами нарезок — трапеце-
идальной (рис. 34) и треугольной (рис. 35). При вычислении
коэффициентов к число заходов г принимали равным числу
заходов винта. При треугольных нарезках коэффициенты напо-
ра меньше. Однако благодаря большему числу заходов г (по
сравнению с трапецеидальным нарезками) при этом создаются
большие напоры.

Для сопоставления экспериментальных зависимостей с рас-
четными используем зависимость (7), поскольку утечки <2
как показывает расчет, невелики и сказываются лишь в обла-
сти нерабочих значений угла а.

На рис. 34 и 35 штрихпунктирными линиями показаны тео-
ретические кривые к при ^=5 для трапецеидальной формы на-
резки и при ?=3 для треугольной. Учитывая, что при испы-
таниях рабочих органов с трапецеидальной нарезкой одна
нарезка от другой несколько отличалась по форме, отношения
зазора к высоте нарезки б/й изменялись от 0,06 до 0,17 и отно-
шения высоты к шагу в торцовом сечении й// = 0,05 ... 0,13,
совпадение теории с экспериментом следует считать удовлет-
ворительным. То же можно сказать и о нарезке треугольной
формы (в этом случае при всех углах б/й«0,1; й//=0,33).

На рис. 34 и 35 штриховыми линиями показаны осреднен-
ные экспериментальные зависимости значений максимального
КПД т]г.тах от а для случаев использования лабиринтных уст-
ройств в качестве насосов. Максимумы значений КПД сме-
щены относительно максимумов к в сторону меньших а. Сниже-
ние КПД при больших углах а связано, по-видимому, с увели-
чением гидравлических потерь на трение и утечек [см. форму-
лы (12), (13) и (15)] в каналах винта и втулки. При слишком
малых а снижение КПД можно объяснить тем, что коэффи-
циент напора и полезная мощность уменьшаются с уменьше-
нием а, в то время как потери дискового трения изменяются
мало. Следует отметить, что приведенные зависимости ’Пг.тах
от а являются лишь ориентировочными, так как на их значе-
ния влияют многие факторы, в том числе потери в подводе и
отводе, шероховатость поверхностей нарезок и т. д.

Рис. 34. Зависимость коэффициента напора и максимального КПД Цг-шах от
угла трапецеидальной нарезки при /=110 мм:

а— > — втулка 0 100X160X27 прав., винт 0 100X160X13 лев.; б— О— втулка 01ООХ
XI12X19 прав., винт 0 100X112X9 лев.; в —□ — втулка 0 100x80x13 прав., винт
0100x80x6 лев.; г — —втулка 0 100x40x7 прав., винт 0 100X40X7 лев.; д —
Л — втулка 0 60x40X12 прав., внит 060X40X6 лев.; е —▲— втулка 0 60X80X12 прав.»
виит 0 60X80X6 лев.; ж —- (Э — втулка 0 60X96X9 прав., винт 0 60x96x6 лев.; з —
@ — втулка 060X112X12 прав., винт 060x112x6 лев.; и — Д — втулка 0 60X160X12 прав.,
винт 0 60X160X6 лев.; к— □ — втулка 0 60X192X12 прав., винт 0 60x192x6 лев.

Эксперименты, описанные в подразд. 10, показали, что для
нарезок с полукруглой формой канавок и трапецеидальных на-
резок коэффициенты к близки. При одинаковых диаметрах
нарезок и высоте их выступов число заходов треугольной на-
резки больше числа заходов полукруглой. Таким образом, при
подачах, близких к нулю, напор, создаваемый рабочим орга-
ном с треугольной нарезкой, превышает напор, создаваемый
рабочим органом с полукруглой нарезкой.

Рис. 35. Зависимость коэффициента напора и максимального КПД т)г.тах, от
угла треугольной нарезки:

а — • — втулка 0 100X160X27 прав., винт 0 100x160x27 лев., /=150 мм; б — О — втулка
0 100x112x27 прав., виит 0 100X112x27 лев., /=150 мм; в —□—втулка 0 100X80X27
прав., винт 0 100x80x27 лев., /=150 мм; г — — втулка 0100X112X25 прав., винт
0100X112X25 лев., /=93 мм

Теоретически ширина верхушек нарезок (Ь — в поперечном
сечении на рис. 5, Ьп — в нормальном к нарезкам сечении на
рис. 9) должна сильно влиять на вихреобразование в рабочем
пространстве лабиринтно-винтового устройства, а следователь-
но, на все его характеристики. Экспериментальная оценка этого
влияния показала, что во всех случаях оно весьма существенно
и выражается в снижении напора с увеличением ширины вер-
хушек выступов.

При уменьшении ширины Ьп прямоугольной нарезки с 2 до
1 мм напор насоса при п=2900 об/мин и (?=0 увеличивается
примерно на 40% (рис. 36, а). При //->0 напор еще больше
увеличивается, так как при &п=1 мм проходная площадь уст-
ройства Гщ, больше, чем при 6П=2 мм. Характеристика Н((2)

Рис. 36. Влияние ширины верхушек выступов иарезки на характеристику
(п=2900 об/мин):

а — втулка 0 80X160X16 прав., винт 0 80X160X16 лев., /“110 мм; б — втулка 0 100 X

X 160x24 прав., винт 0100X160X12 лев., /=110 мм: О— вариант 1, X — вариант 2

На рис. 36, б показано влияние ширины верхушек выступов
на характеристики рабочих органов с трапецеидальным про-
филем нарезки. Ширина Ьп была уменьшена с 1,5 до 0,5 мм.
При этом напор и мощность М- увеличились примерно в 2,5 ра-
за, а КПД т]г на несколько процентов. Сравнительно небольшое
изменение КПД подтверждает ранее полученные результаты
об определяющем влиянии коэффициента увлечения жидкости
"Пт на КПД, поскольку он не зависит непосредственно от абсо-
лютной величины напора.

Приведенные примеры показывают, что ширина Ьа или Ь
всегда должна быть возможно малой. Ограничение уменьшения
ширины верхушек нарезок определяется только технологиче-
скими соображениями или износом при перекачке сред с абра-
зивными частицами. В описываемых экспериментах ширина в
нормальном сечении Ьп не превышала 1 мм, а в большинстве
случаев &п=0,2 ... 0,5 мм.

Теоретически влияние зазора между винтом и втулкой на
характеристику лабиринтно-винтового устройства сходно с
влиянием ширины верхушек нарезок, поскольку и тот и другой
параметры определяют геометрию щели между винтом и втул-
кой. С уменьшением зазора б при постоянной высоте выступов
нарезок и прочих размеров винта и втулки напор устройства
должен увеличиваться, так как при этом увеличиваются напря-
жения турбулентного трения жидкости в его рабочем прост-
ранстве.

На рис. 37 приведены характеристики рабочих органов с
треугольной формой нарезки, снятые при различных зазорах и
п = 2500 об/мин. Зазор б изменяли обточкой винта и расточкой
втулки с сохранением размеров нарезок. Характер зависимости
Н от <2 при этом не изменяется. Напорные характеристики
можно поэтому с достаточной точностью пересчитать, выбирая
тот или иной коэффициент. Таким образом, зазор влияет в ос-
новном на коэффициент напора к.

КПД с увеличением зазора также несколько уменьшается,
что объясняется увеличением доли потерь дискового трения при
падении полезной мощности. Основную часть КПД т]г насоса
составляет т]т, не зависящий от зазора б.

На рис. 38 приведены результаты экспериментов по опреде-
лению влияния зазора б на коэффициент напора к. По оси
ординат отложено отношение коэффициента напора к к коэф-
фициенту напора ^о,ь полученному при б//г = 0,1. Зависимость
к)коЛ от б/Л при различных размерах винтов ц втулок аппрок-
симируется тр^мя кривыми. Наиболее слабая зависимость к
от б получается для рабочих органов с малым числом заходов
и сравнительно большим шагом нарезки (кривая 1). С уве-
личением числа заходов нарезки зависимость к от б становит-
ся более сильной (кривая 2). Для рабочих органов с треуголь-
ным профилем нарезки (большим числом заходов и малым
шагом) к с увеличением б снижается наиболее резко (кривая
3). Это различие зависимостей можно объяснить различным
характером турбулентного трения жидкости в рабочих органах
Рис. 37. Влияние зазора на характеристику. Втулка 0100X112X25 прав.»
винт 0100X112X25 лев., /=93 мм; п=2500 об/мин

Рис. 38. Влияние зазора на коэффициент напора:

— О—втулка 0 100x160x24, виит 0 100x160x12, 1-55; б — •-0 100X112X25.
100X112X 25, 1=93; 6—□ — 0 80X160X16, 0 80X160X16,1-110; г— — 01ООХ16ОХ

13, 0 100X160X13. 1=110; б—А — 0 100X112X25, 0100X112X25, 1=150; е-Д —

0100X112X33, 0 100x112x33. 1=122; ж — © — 060x96x18, 060x96x12,1-110
-с редкой решеткой (малое число заходов) и густой решеткой
(большое число заходов). В первом случае образуются вихри
•более крупные, чем во втором. Деформация и отрывы крупных
вихрей, а следовательно, и напряжения вихревого трения в
меньшей степени зависят от зазора.

Как показали некоторые эксперименты с теплообменниками,
лабиринтными уплотнениями и другими устройствами, при
густых решетках между выступами могут возникнуть два и более
мелких вихрей.

Увеличение эксцентриситета расположения винта во втулке
приводит к снижению напора насоса. Здесь сказывается увели-
чение зазора на одной части дуги кольцевой щели между вин-
том и втулкой. Общее падение напора сравнительно невелико,
так как на другой части щели зазор уменьшается.

На основании результатов экспериментов можно считать,
что наиболее интенсивное вихреобразование получается при
обтекании жидкостью одиночного выступа нарезки. При сбли-
жении двух выступов на формирование и размеры вихря, обра-
зующегося за передним выступом, начинает влиять следующий
за ним выступ. При дальнейшем сближении выступов застой-
ная зона жидкости между ними увеличивается и интенсивность
вихря снижается, крупные вихри вырождаются в более мелкие.
Это подтверждается кривыми на рис. 39. В качестве безраз-
мерного геометрического параметра здесь взято отношение й//
Рис. 40. Влияние глубины канавок на характеристику. Втулка 08ОХ16ОХ
Х16 прав., винт 080X160X16 лев., /=110 мм

Рис. 41. Зависимость коэффициента напора от чисел заходов нарезки их от-
ношений (г8Т: гв) и размеров втулки н винта:

а—О —0 60X80, 1:2; б — • — 0 60X40, 1:2; в — А — 0 60 x 96, 1:1,5; г —
□ —0 100X160, 1:1; д — — 0 100Х112, 1:1; е —ф — 0 100X80, 1:1; ф — 0 ЮОх

Х80, 1 : 2
высоты выступов к расстоянию в торцовом сечении (по дуге
окружности) между соседними выступами 1=лс112. По оси.
ординат отложены значения коэффициента напора к и отноше-
ния йй/А Максимум кк/1 определяет значение й/Д при котором
можно получить максимальный напор, изменяя число заходов
нарезки винта и втулки, что следует из формулы (6). Сплош-
ные линии соответствуют экспериментам, в которых все разме-
ры винта и втулки оставались постоянными, а число заходов
уменьшалось (начиная с 32) путем срезания выступов винта и
втулки.

С увеличением I (уменьшением й//) коэффициент напора к.
одного выступа нарезки увеличивается, что подтверждает ска-
занное относительно преимущества работы одиночного высту-
па. Максимальный напор при использовании устройства данно-
го варианта получается при й// = 0,35, так как при этом на-
блюдается максимум йй/А

Штриховые линии соответствуют опытам, в которых рас-
стояние / нарезки оставалось постоянным, а высота выступов й
увеличивалась путем углубления канавок винта и втулки. Эти
кривые имеют тот же характер, что и предыдущие. Однако с
углублением канавок изменяется также и б/й, поэтому влияние-
й// несколько искажается. Зависимость к от б/й для данного
случая сравнительно слабая (кривая 1 на рис. 38).

Изменение рабочих характеристик насоса при указанном:
углублении канавок показано на рис. 40.

На рис. 41 приведены зависимости отношений й/йОд и.
кк/кол1 от й// винта, полученные для трапецеидальной нарезки.
Отношения взяты для того, чтобы свести серию кривых к =
= к(к/1) для различных винтов и втулок к одной кривой. Влия-
ние й// на к несколько искажается колебаниями значений б/й,
ширины верхушек выступов й и угла нарезки а. Характер кри-
вых, показанных на рис. 40 и 41, примерно одинаков, так как
изменения к/кОд в зависимости от перечисленных параметров
сравнительно невелики. Оптимальный напор при трапецеидаль-
ной нарезке получается при й//~ 0,1 для винта.

Экспериментально установлено, что при трапецеидальной на-
резке напор устройства можно несколько увеличить, если число
заходов втулки сделать примерно в 2 раза больше числа захо-
дов винта. Поэтому на рис. 41 большинство экспериментальных,
данных соответствует указанному соотношению чисел заходов.
Если число заходов винта больше числа заходов втулки, напор
уменьшится. Это явление можно объяснить отсутствием полной
симметрии гидравлического процесса вихреобразования жидко-
сти на нарезках втулки и винта.

Для треугольного профиля нарезки оптимальное соотноше-
ние й/Д при котором можно получать максимальный напор, со-
ставляло приблизительно 0,25 ... 0,35.
12. Форма отвода и кавитационные характеристики
лабиринтного насоса

При разработке и исследовании лабиринтных насосов прини-
мали различные схемы расположения и формы их рабочих ор-
ганов. Наиболее перспективными оказались две простейшие
•схемы, различающиеся направлением течения жидкости и фор-
мой отвода (рис. 42). По схеме на рис. 42, а жидкость движется
ло направлению к оси насоса, по схеме на рис. 42, б — к оси

насоса.

Недостатком первой схемы является работа уплотнения ва-
ла при давлении нагнетания насоса. По второй схеме уплотне-

Рис. 42. Схемы конструк-
ций лабиринтно-винтовых
иасосов:

а — со спиральным отводом;
б — с направляющим аппа-
ратом

ние вала находится лишь под давле-
нием всасывания насоса, но при этом
на вал насоса действует большая осе-
вая гидравлическая сила, чем по пер-
вой схеме. По второй схеме при втека-
нии из всасывающей трубы в каналы
нарезок насоса жидкость приобретает

тангенциальную составляющую скоро-
сти, равную в среднем половине ок-
ружной скорости винта. Далее при
протекании жидкости по нарезкам и
на выходе из нарезок эта составляю-
щая скорости (в среднем) сохраняет-
ся (см. подразд. 5). Таким образом,
на выходе насоса существует сильно
закрученный кольцевой поток жидко-

сти, который сжимается в радиальных
направлениях и поступает в напорную

трубу насоса.

При сжатии потока его тангенциальная составляющая скоро-

сти, по закону сохранения момента количества движения жид-
кости, увеличивается примерно в отношении диаметра винта к
диаметру напорной трубы. Таким образом, если на выходе из
нарезок насоса нет никаких устройств (спирального отвода, на-
правляющего аппарата), раскручивающих поток жидкости, то
в напорную трубу жидкость попадает с большой тангенциаль-
ной составляющей скорости. Известно, что гидравлическое со-
противление при течении вращающегося потока жидкости через
трубу или отверстие может быть в десятки раз больше сопро-
тивления при течении жидкости без вращения. Поэтому потери
энергии жидкости на выходе насоса без специальных устройств
могут быть значительными [даже больше и АГЦ, подсчитан-
ных по формулам (18) и (19)]. Это явление было установлено
уже при первых экспериментах. Были проведены сравнительные
испытания одних и тех же рабочих органов со спиралью, на-
правляющим аппаратом и обычной трубой. Для этого, в отли-
чие от описанных экспериментов, направление вращения винта
в приборе (см. рис. 14) изменяли на обратное и напорную и
всасывающую полости насоса меняли местами. Вместо патруб-
ка 7 устанавливали направляющий аппарат или спиральный,
отвод.

Осевой направляющий аппарат (рис. 43) предназначен для>
перевода закрученного потока в осевой. Угол входа его лопа-

ток равен углу а нарезок
втулки, а угол выхода ра-
вен нулю. Площадь мери-
диональных сечений направ-
ляющего аппарата была
принята постоянной.

В отличие от обычно при-
меняемых в центробежных
насосах спиральный отвод
имел повернутые на 90° се-
чения, так как осредненные
скорости жидкости при вы-
ходе из нарезок направлены
по касательным к цилинд-
рическим поверхностям, ось
которых совпадает в осью

Рис. 43. Осевой направляющий аппарат

винта.

Характеристики, полученные при испытании этих отводов»
приведены на рис. 44. Штриховыми линиями показаны теоре-
тические зависимости Ят и т)т. Отвод сильно влияет на харак-
теристику насоса. При этом, как и следовало ожидать, чем
меньше гидравлические потери в насосе, тем ближе экспери-
ментальные характеристики к теоретической. Лучшие результа-
ты получены с направляющим аппаратом. Испытания со спи-
ралью дали худшие результаты, что объясняется ее недостаточ-
ной пропускной способностью. Гидравлические потери в спирали
получились даже больше, чем в обычном патрубке (характери-
стика без спирального отвода на рис. 44).

При снятии характеристик давление всасывания измеряли
через ниппель 10 (см. рис. 14). Чтобы исключить потери и из-
менения давления на участке между отверстием ниппеля и вхо-
дом в рабочее пространство насоса, давление всасывания из-
меряли также с помощью пьезометрической трубки, установ-
ленной непосредственно при входе в нарезки на расстоянии
50 мм от оси винта. Полученная характеристика в области
оптимального КПД насоса изображена штрихпунктирной ли-
нией. Она ближе других к теоретическим зависимостям Ят(0)
и Г)т(О).

В качестве примеров влияния потерь выхода на характери-
стику на рис. 45 и 46 показаны рабочие характеристики двух
лабиринтных насосов с направляющими аппаратами в напор-
ных трубках и без них. Напор насоса 1— Х-2Е при установке
4

направляющего аппарата увеличился приблизительно в 1,5 раза
(см. рис. 45). КПД насоса также увеличился, например, для
расчетной точки ((2 = 0,9 л/с) от 13 до 23%. Характеристика,
.приведенная на рис. 46, построена для насоса 1Х-2Р с диамет-

Рис. 44. Влияние отвода иа характеристику иасоса. Втулка 0ЮОХ16ОХ
Х24 прав., внит 0100X160X12 лев., /=110 мм; О — характеристика без
спирального отвода; О — характеристика со спиральным отводом, имеющим
малую пропускную способность; • — характеристика с направляющим ап-
паратом; я=2500 об/мин

Рис. 45. Характеристика насоса

Р/4Х-2Е:

О — с направляющим аппаратом; Ч-----

-без направляющего аппарата; л=»

—2900 об/мин

Рис. 46. Характеристика насоса
1Х-2Р:

О — с направляющим аппаратом; Ч-----

без направляющего аппарата; л-
в2900 об/мин
ром рабочих органов 70 мм, а на рис. 45 — для насоса с диа-
метром рабочих органов 100 мм. Влияние направляющего аппа-
рата на характеристику насоса 1Х-2Р не столь велико, и все
же в расчетной точке (С? = 0,6 л/с) напор увеличивается при-
мерно на 4 м. На рис. 45 и 46 Д/1доп — минимальный допусти-
мый кавитационный запас насосов.

Н.квг

ЯГ
г%
зо

-3-10 2

4'5 6 Н$,М

в, л/с О И

2 М

ИЗ

0.2

0.Т

О -«О » I I I I I I I I I I 1 I |
0123456 7 6 910%, К

1 Ю

Рис. 47. Кавитационные ха-
рактеристики:

а — втулка 0 100X160x27 прав..

ВИНТ
«110

0 100x160x27 лев.,

мм; б — втулка

XI12X19 прав., вннт
Х112Х19 лев., /=110

0 100Х
0 100х
мм; в —

втулка 0 100X112x25 прав.,
вннт 0 100x112x25 лев.; /==
— НО мм; /1=2900 об/мин

Потери на входе в рабочее пространство лабиринтного на-
соса обычно существенно меньше потерь на выходе, поскольку
поток жидкости на входе не закрученный (или слабо закручен-
ный) и проходные сечения насоса достаточно большие.

Большую часть потерь составляют потери на удар при вте-
кании жидкости в пространство между нарезками винта и втул-
ки. Хотя общие потери и невелики, они могут существенно
влиять на всасывающую способность насоса.

В большинстве случаев насосы, перекачивающие различные
агрессивные жидкости, работают с подпорами на всасывании в
режимах, далеких от кавитации. Однако имеются и такие тех-
нологические циклы, в которых кавитационные характеристики
насосов являются определяющими.

Кавитационные характеристики лабиринтных рабочих орга-
нов снимали на стенде, показанном на рис. 13. На рис. 47 при-
ведены кавитационные характеристики (одна для трапецеидаль-
ной и две для треугольной нарезок) при расходах, соответству-
ющих максимальным КПД насосов.

Кривые показывают, что лабиринтные насосы обладают
более высокой всасывающей способностью, чем вихревые на-
сосы [4]. Предельная вакуумметрическая высота всасывания
для рабочих органов с диаметром 100 мм, трапецеидальной на-
резкой при 2900 об/мин вала составляла 8 м (кавитационный
запас 2,0 м); для рабочих органов диаметром 100 мм с тре-
угольной нарезкой при и = 2900 об/мин — 8,5 м (кавитационный

Рис. 48. Кавитационные характеристики герметичного лабиринтного насоса
скую высоту всасывания при трапецеидальной нарезке можно
объяснить большей скоростью течения жидкости в осевом на-
правлении из-за большего шага нарезки (160 мм) по сравне-
нию с треугольными нарезками с шагом 112 мм.

Очевидно, с уменьшением диаметра рабочих органов их ка-
витационные характеристики улучшаются. Это подтверждается
результатами испытаний некоторых лабиринтных насосов. На-
пример, исследованы кавитационные характеристики герметич-
ного лабиринтного насоса с диаметром рабочих органов 80 мм,,
шагом нарезки 100 мм при и=2950 об/мин [1]. Испытания про-
водили на легкокипящих жидкостях (спирт, аммиак, фреоны)
и на воде. Результаты испытаний показаны на рис. 48. Кавита-
ционный запас насоса при работе на воде составил 1,25 м, а
на фреоне 1,2... 0,6 м. При небольшом увеличении подачи на-
соса на легкокипящих жидкостях кавитационный запас несколь-
ко убывал, что объясняется подогревом жидкости в насосе из-
за потерь.
Глава III

ИССЛЕДОВАНИЕ ОСОБЕННОСТЕЙ РАБОТЫ
ЛАБИРИНТНО-ВИНТОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
И НАСОСОВ

13. Влияние вязкости, плотности и содержания
абразивных частиц в жидкости на рабочую характеристику
насоса

В области автомодельных режимов течения жидкости коэф-
фициенты можно считать постоянными, а коэффициент X
зависящим от относительной шероховатости канавок винта и
втулки (см. гл. I). При большой вязкости жидкости характери-
стика лабиринтного насоса зависит от числа Рейнольдса. Коэф-

Рис. 49. Влияние кинематической вязкости на характеристику лабиринтного
насоса (втулка 0100X112X25 пран., винт 0100X112 X 25 лев., 1=93 мм,
форма нарезкн показана на рис. 29) при различных подачах, л/с:

1 — 0.8; 2 — 0,9; 3 — 1; 4 — 1,1; 5 — 1,2

фициенты 5, 51 и X, а следовательно, и коэффициент напора на
соса также зависят от числа Рейнольдса, характеризующего
течение жидкости по канавкам нарезок и сдвиг жидкости меж-
ду нарезками винта и втулки.

Кислоты, щелочи, нефтепродукты и другие рабочие жид-
кости, использующиеся в химической промышленности, часто
обладают большей вязкостью, чем вода. Для исследования
влияния вязкости на характеристики лабиринтных насосов
были проведены испытания одного из насосов на веретенном
масле. Результаты этих испытаний приведены на рис. 49. Кине-
матическую вязкость масла (ось абсцисс) изменяли путем на-
гревания масла в установке. Экспериментальные данные при
т = 10~6м2/с соответствуют результатам испытания насоса на
воде.
С увеличением кинематической вязкости напор, мощность и
КПД насоса уменьшаются. Это объясняется ослаблением ин-
тенсивности вихреобразования в рабочем пространстве насоса
(в результате падения напора и мощности) и увеличением по-
терь на гидравлическое трение (снижение напора и КПД) под
влиянием вязкости жидкости.

Потери на гидравлическое трение увеличиваются при увели-
чении подачи насоса, поэтому снижение напора и КПД при
больших подачах более значительно.

Таким образом, в данных экспериментах увеличение вязко-
сти перекачиваемой жидкости приводит к ухудшению характе-
ристик насоса.

Рис. 50. Зависимость КПД от кине
матической вязкости для различных
нарезок а, б, в (см. рис. 32), полу-
ченная И. И. Зозулей

Рис. 51. Характеристики микро-
компрессора, снятые на воздухе
при частотах вращения, об/мин:

О — 4605 □ — 8655; X — 15 125

Аналогичные результаты были получены при испытаниях
лабиринтных насосов с различной формой нарезок рабочих
органов (см. рис. 32) на машинном масле (рис. 50). КПД на-
сосов снижается с увеличением кинематической вязкости жид-
кости. Во всем исследованном диапазоне вязкостей, как и сле-
довало ожидать, для насосов с полукруглой нарезкой рабочих
органов КПД (кривая б) выше, чем для насосов с другими
формами нарезки (кривые а, в совпали). То же самое можно
сказать и относительно их напорных характеристик.

Испытаниями лабиринтно-винтовых уплотнений [12] на во-
доглицериновых смесях вязкостью от 0,1 до 5 Па-с также было
установлено, что перепад давления уплотнения с повышением
вязкости снижается.

Вместе с тем другие эксперименты показали, что при пере-
качивании сред со значительно большей вязкостью зависимость
характеристики насоса от вязкости более сложная. В некото-
рых вязких средах при малых подачах напор и мощность
насоса увеличиваются, а с увеличением подачи уменьшаются
более резко, чем при работе на воде. По-видимому, в этом слу-
чае основным является вязкое трение, а не турбулентное. При
56
большой вязкости значительно возрастает гидравлическое со-
противление течению жидкости в канавках нарезок.

Из формул (5) и (6) следует, что перепад давления, созда-
ваемый насосом, прямо пропорционален плотности жидкости, а
напор насоса от нее не зависит. Поэтому, перепад давления
лабиринтного насоса, перекачивающего воздух, примерно в
800 раз меньше, чем при работе на воде.

Чтобы получить практически необходимые перепады давле-
ния на газах, используя лабиринтный насос, следует увеличить
частоту вращения винта [2].

Рис. 52. Результаты испытаний насоса (п=2500 об/мин) на воде с песком:
а — зависимость диаметрального зазора от времени испытания (втулка 0 100X160x13
прав., винт 0100x160x13 лев., /=110 мм); б — влияние износа абразивными частицами
на характеристику насоса ( О—до испытаний на износ,• —после испытаний)

На рис. 51 приведены характеристики микрокомпрессора,
снятые на воздухе при частоте вращения 4605, 8655 и
15125 об/мин. Сжимаемость газа мало влияет на характер кри-
вых Др(ф), и они приблизительно могут быть пересчитаны по
подобию. Кривые адиабатического КПД т]ад сходны с кривыми
гидравлического КПД т)г, снятыми при работе насоса на воде.

На характеристику микрокомпрессора также существенно
влияют зазор и потери на выходе [2].

Большинство сред, перекачиваемых насосами в химической
и других отраслях промышленности, содержит абразивные ча-
стицы. Чтобы определить возможность применения лабиринт-
ных насосов в этих случаях, была исследована их работа на
воде с содержанием литейного песка. Размер песчинок состав-
лял около 0,5 мм. Песка в перекачиваемой насосом суспензии
содержалось примерно 1% по массе. Винт и втулка были из-
готовлены из стали СтЗ. Результаты этих испытаний приведены
на рис. 52.
Износ винта и втулки выражался в основном в увеличении
зазора между винтом и втулкой. Кривая зависимости зазора от
времени испытаний (рис. 52, а) имеет резко выраженный пере-
гиб при б«1 мм. Зазор резко увеличивается примерно до 1 мм,
а дальнейшее его увеличение происходит медленнее. Отсюда
можно сделать вывод: резкое увеличение зазора происходит до
тех пор, пока размер абразивных частиц остается больше ради-
ального зазора и частицы, попадая в зазор, срезают материал
с верхушек выступов винта и втулки.

При этих испытаниях существенного износа других по-
верхностей винта и втулки обнаружено не было. На тыльных
сторонах выступов нарезок виита и втулки (тыльная сторона
выступов — их боковые поверхности, обращенные ко всасыва-
нию насоса) были обнаружены многочисленные риски, направ-
ленные приблизительно под одним и тем же углом. Происхож-
дение этих рисок можно объяснить вихревым движением пес-
чинок на тыльной стороне выступов, что подтверждает картину
движения жидкости, изображенную на рис. 4.

Следует отметить скругление острых кромок нарезок винта
и втулки на входе в насос в результате их абразивного изна-
шивания. Это явление связано с ударом песчинок о выступы
при входе. По следам износа можно судить о сравнительно
больших потерях на удар жидкости при ее входе в простран-
ство между нарезками винта и втулки. Участок наиболее ин-
тенсивного износа нарезок приблизительно определяет началь-
ных участок, где происходит развитие течения жидкости. Его
протяженность в осевом направлении составляет 1—1,5 шага
между соседними выступами нарезок.

На рис. 52, б приведены характеристики рабочих органов
насоса до и после испытаний на смеси воды с песком.

Удовлетворительную для практики износостойкость нарезок
лабиринтных насосов при перекачивании ими жидкостей со
взвесями можно обеспечить выбором соответствующих материа-
лов для их изготовления. В частности, хорошие результаты
были получены с гуммированными и пластмассовыми рабочими
органами (с наполнением стекловолокном). При этом решаю-
щую роль играют размеры, твердость и содержание частиц в
перекачиваемой среде.

Наличие крупных твердых частиц размером порядка высоты
выступов нарезки может привести к повреждению нарезки в
результате заклинивания частиц в проточной части насоса или
уплотнения. В этих случаях следует устанавливать фильтры на
всасывании насоса.

Один из возможных вариантов таких фильтров — многоще-
левой незасоряющийся фильтр — схематично показан на
рис. 53. Фильтр состоит из неподвижной 1 и вращающейся 2Г
скрепленной с винтом насоса обойм, которые образуют несколь-
ко кольцевых щелей а, обеспечивающих достаточное суммарное
проходное сечение для жидкости. Поскольку одна из стенок
щелей вращается, то засорение такого фильтра практически

Рис. 53. Многощелевой незасоря-
ющийся фильтр

исключено. Радиальные зазоры
щелей не должны быть больше
радиального зазора насоса. Обой-
мы 1 и 2 имеют широкие окна
для протока жидкости.

Эксперименты показали, что
характеристика лабиринтно-вин-
тового устройства существенно
зависит от физико-механических
свойств перекачиваемой среды.
Это необходимо учитывать при

проектировании насоса или

уплотнения на
ловия.

заданные ус-

14. Особенности работы лабиринтно-винтовых
уплотнений

Рис. 54. Лабиринтно-винтовое уп-
лотнение вала центробежного на-
соса

На рис. 54 схематично показано лабиринтно-винтовое уплот-
нение вала центробежного насоса (уплотнение динамического
типа). Положительные качества этих уплотнений: отсутствие
механического трения и износа; возможность работы при вы-
соких, практически неограниченных частотах вращения, причем
эффективность уплотнения — удерживаемый перепад давле-
ния — приблизительно по квадратичной зависимости возрастает
с увеличением скорости враще-
ния; практически полное исклю-
чение утечек уплотняемой жид-
кости при определенных условиях
работы уплотнения. По сравне-
нию с другими видами динами-
ческих уплотнений, например ра-
диальными импеллерами (отбой-
никами), лабиринтно-винтовое
уплотнение обладает большей
конструктивной простотой, ком-
пактностью и потребляет мень-
шую мощность.

Недостатком лабиринтно-вин-
тового уплотнения, как и любого
другого динамического уплотне-

ния, является необходимость установки вместе с ним сто-
яночного уплотнения, так как при неподвижном
вале динамическое уплотнение не может воспри-
нимать давление жидкости. В качестве стояночного уплотнения
используют резиновую манжету 3, которая при вращении рас-
тягивается силами инерции и не трется по втулке 2. При оста-
новках насоса силы упругости резины прижимают уплотняю-
щую кромку манжеты к поверхности втулки 2 и манжета
выполняет роль уплотнения вала насоса.

К недостаткам лабиринтно-винтового уплотнения относится
также его чувствительность к содержанию абразивных частиц
в жидкости (см. подразд. 5). В этих случаях нарезаемую часть
винта и втулки следует изготовлять из износостойких материа-
лов, таких, например, как твердые сплавы, резина, полиуретан,
специальные пластмассы.

До сих пор рассматривалась работа лабиринтно-винтовых
устройств, целиком заполненных жидкостью. При их использо-
вании в качестве концевых уплотнений^ вращающихся валов часть
рабочего пространства между нарезками была заполнена жид-
костью, а другая часть — воздухом. Как показали наблюдения
за работой уплотнений с прозрачными втулками (из плекси-
гласа), между жидкостью и воздухом в зазорах уплотнений нет
четкой границы [12]. В этой области благодаря турбулентному
характеру движения среды происходит интенсивное перемеши-
вание воздуха с жидкостью и образуется эмульсия. Аналогич-
ное явление наблюдается и на границах раздела фаз в других
динамических уплотнениях [10]. В лабиринтно-винтовых уплот-
нениях ширина эмульсионной зоны при работе на воде состав-
ляет 1—2 см. При этом немного воздуха в виде пузырьков по-
падает в уплотняемую воду. Таким образом, практически все
рабочее пространство уплотнения заполнено эмульсией с наи-
большей концентрацией воздуха в области, граничащей с воз-
духом. При повышении давления эта область смещается в сто-
рону наружного концевого сечения уплотнения и при совпаде-
нии границы эмульсии с этим сеченим начинается утечка жид-
кости через уплотнение. Поскольку плотность эмульсии ниже
плотности чистой жидкости, то и перепад давления, удерживае-
мый уплотнением на эмульсии, меньше перепада давления при
работе на чистой жидкости. Частота вращения и вязкость жид-
кости существенно влияют на интенсивность образования
эмульсии и утечку через лабиринтно-винтовое уплотнение [12],
Как показали исследования радиальных импеллеров, на интен-
сивность образования эмульсии и утечку влияют также поверх-
ностное натяжение и вязкость жидкости [10].

Аналогичное образование эмульсии наблюдается в винтовых
уплотнениях [20]. При увеличении частоты вращения винта
винтовые уплотнения теряют герметичность. Это явление связы-
вают с интенсификацией процесса образования эмульсии.

Другой особенностью работы лабиринтно-винтового уплотне-
ния, разделяющего жидкость и газ, является возникновение в
нем радиальной гидростатической силы при эксцентричном
положении винта (рис. 55).
При эксцентричном вращении винта во втулке уплотняемая
жидкость в области больших зазоров растекается на большую

в осевом направлении длину,
чем в области малых зазоров.
Это происходит в результате па-
дения напора с увеличением за-
зора и наоборт. Соответственно
со стороны больших зазоров рав-
нодействующая сил давления
превосходит равнодействующую
сил давления со стороны малых
зазоров и возникает гидростати-
ческая радиальная сила, на-
правленная в сторону смещения
винта. С увеличением смещения
эта сила также увеличива-
ется.

Рис. 55. Гидростатическая сила в
лабиринтно-виитовом уплотнении

15. Самовсасывание лабиринтных насосов

Самовсасывание — это способность насоса в период пуска
откачивать воздух из всасывающего трубопровода, создавая
вакуум, необходимый для заполнения трубопровода жидкостью
и включения насоса в нормальную работу.

Некоторые насосы, например объемные, обладают способно-
стью откачивать газ без каких-либо специальных устройств.
Для обеспечения самовсасывания других насосов, например
центробежных, необходимы так называемые рециркуляционные
устройства [14]. При исследовании рабочего процесса лаби-
ринтного устройства были сделаны следующие выводы:

перепад давления, создаваемый лабиринтным устройством,,
пропорционален плотности среды и поэтому при работе насоса
на газе незначителен;

в лабиринтно-винтовом уплотнении существует зона эмуль-
сии шириной в несколько сантиметров с большим содержанием
воздуха; остальная часть рабочего пространства заполнена
жидкостью с малым содержанием воздушных пузырьков, кото-
рые лишь в незначительном количестве могут попадать в жид-
кость;

лабиринтно-винтовые насосы не обладают самовсасываю-
щими свойствами и при их пуске требуют заполнения жидко-
стью всасывающего тракта.

Используя результаты испытаний лабиринтно-винтовых уп-
лотнений, можно заключить, что на входе в уплотнение благо-
даря турбулентному характеру движения жидкости она интен-
сивно смешивается с окружающим воздухом, т. е. происходит
захват воздуха жидкостью. Чтобы вызвать движение эмульсии
в сторону повышенного давления, нужен, очевидно, некоторый
•расход жидкости. Это значит, что жидкость следует подать к
нарезкам лабиринтно-винтового устройства в зону, где обра-
зуется эмульсия. Отсюда эмульсия будет прокачиваться в по-
лость повышенного давления, где необходимо отделить воздух
от жидкости, и жидкость снова возвратить в зону эмульсии.
Предполагалось, что такая рециркуляционная схема должна
обеспечить самовсасывание лабиринтно-винтовых насосов.

Экспериментальное исследование самовсасывания этих на-
сосов проводили на стенде, схема которого показана на рис. 56.

Рис. 56. Схема стенда для исследования самовсасывания лабиринтных на-
сосов

В качестве опытного лабиринтного насоса 1 использовали
гуммированный насос марки 1Х-2Р, рабочая характеристика
которого показана на рис. 46. Насос соединяли всасывающим
трубопроводом с баком 7 (см. рис. 56), а напорным трубопро-
водом — с сепарационным бачком (сепаратором) 6, где выде-
лялся воздух из эмульсии. Вода, очищенная от воздуха, воз-
вращалась к насосу по трубопроводу 5 и подводилась к его
нарезкам через кольцевой подвод 3 и шесть отверстий диамет-
ром 8 мм в стенке втулки. Отверстия были расположены на
расстояния 45 мм от торца втулки со стороны всасывания на-
соса. Расход воды, циркулировавшей в насосе, регулировали
вентилями 2 и 4. Чтобы избежать попадания воздуха на вса-
сывание насоса через сальник, в фонарное кольцо сальника по-
давалась водопроводная вода. Насос откачивал воздух из
бака 7, разрежение в котором измеряли с помощью ртутного
вакуумметра 8. Одновременно секундомером фиксировали
время, за которое достигался определенной величины вакуум.

Испытания проводили при различных объемах воздуха на
всасывании насоса (от 5 до 30 л), что достигалось частичным:
заполнением бака 7 водой. В качестве сепараторов было испы-
тано два бачка, основные размеры которых показаны на
рис. 57. Один из них, прямоугольного сечения, был разделен
перегородкой на две секции. Водовоздушная эмульсия, посту-

Рис. 57. Сепарационные бачки прямоугольной (а) и цилиндрической (б)
формы

пая в одну секцию, поднималась кверху и переливалась через;
перегородку во вторую. При этом воздух удалялся из эмульсии
практически полностью. В экспериментах уровень воды в бачке
был приблизительно на 80 мм ниже верхнего его края.

Во второй бачок цилиндрической формы установлена коль-
цевая перегородка 1 и плоская решетка 3 с круглыми отвер-
стиями. Эмульсию подводили к бачку снизу через патрубок 4.
Она поступала в расширенное пространство, ограниченное пере-
городкой, где скорость течения уменьшалась и происходило
интенсивное выделение воздуха из воды. Перетекая через пере-
городку и продолжая выделять воздух, вода с малым содержа-
нием воздуха возвращалась через патрубок 2 к насосу. Уровень
воды в бачке был ниже его верхнего края приблизительно на
60 мм.

При испытаниях насоса 1Х-2Р с описанными бачками луч-
шие характеристики по самовсасыванию — наибольший пре-
дельный вакуум и наименьшее время для создания того или
иного вакуума в баке 7 получались при полностью открытом
вентиле 2 (см. рис. 56). Это значит, что при конструировании
рециркуляционного устройства сопротивление течению водо-
воздушной эмульсии из насоса в сепарационный бачок должно
быть минимальным.

Этого нельзя сказать о сопротивлении трубопровода 5, по
которому освобожденная от воздуха вода поступала к нарезкам
насоса. Каждому значению вакуума в баке 7 соответствовало
некоторое оптимальное сопротивление трубопровода 5, обеспе-
чивающее такой расход воды через рециркуляционное устрой-
ство, при котором скорость откачки воздуха была бы макси-
мальной.

С повышением вакуума в баке 7 расход воды через рецир-
куляционное устройство увеличивался, так как увеличивался
перепад давления между сепарационным бачком и всасыванием
насоса.

Эксперименты показали, что с повышением вакуума опти-
мальное сопротивление трубопровода 5 увеличивается. Изме-
нение сопротивления трубопровода 5 осуществлялось вентилем
4. При'слишком малом гидравлическом сопротивлении расход
циркулирующей воды был чрезмерно большим и воздух не ус-
певал в достаточной степени выделяться из эмульсии. При
слишком малом расходе эмульсии скорость откачивания воз-
духа была низкой и, следовательно, время достижения некото-
рого вакуума большим.

При малом сопротивлении трубопровода 5 наблюдалось
быстрое достижение вакуумметрического напора 2—3 м, затем
повышение вакуума замедлялось и предельный вакуумметриче-
ский напор был невелик (4—5 м).

С увеличением сопротивления трубопровода 5 наибольшая
скорость повышения вакуумметрического напора наблюдалась
при больших значениях вакуума. Одновременно увеличивался
и предельный вакуумметрический напор.

Наконец, при дальнейшем повышении сопротивления насту-
пал момент, когда предельный вакуумметрический напор начи-
нал понижаться.

При проведении экспериментов сопротивление трубопровода
5 выбирали таким, при котором время создания вакуумметри-
ческого напора, равного 9 м в баке 7, было наименьшим.

На рис. 58 показаны экспериментальные зависимости ваку-
умметрического напора, создаваемого насосом, от времени.
Температуру воды в экспериментах поддерживали равной 30° С.

Насос создавал достаточно глубокий предельный вакуум-
метрический напор, равный 9,7 м в первом случае и 9,5 м во
втором. Для сравнения на рис. 58, а штриховыми линиями по-
казаны аналогичные характеристики вихревого насоса 2,5ВС-1,8
[14]. Подача, напор и мощность этого насоса (<2 = 3—5,5 л/с,
77=70—20 м, ^=7—2 кВт) больше соответствующих парамет-
ров лабиринтного насоса 1Х-2Р ((2 = 0,6 л/с, 77=30 м, /\7=1 кВт).
Предельный вакуумметрический напор вихревого насоса ниже
(6 м), а время откачивания воздуха из одинакового объема
больше.

Рис. 58. Характеристики самовсасывания иасоса 1Х-2Р с бачком:
а — прямоугольным; б — цилиндрическим

Если принять диаметр всасывающего трубопровода насоса
1Х-2Р равным 25 мм, то объем воздуха, равный 5 л, в таком
трубопроводе получится при его длине около 10 м. В этом
случае лабиринтный насос при
пуске создает вакуумметрический .
напор 7 м за 30 с. ,с

Как следует из рис. 58, при 300
разных объемах воздуха и по-
стоянном вакуумметрическом на- 250
поре время создания вакуума
приблизительно пропорционально 200
объему откачиваемого воздуха
(рис. 59). Средняя скорость от- 150
качивания воздуха увеличивает-
ся с уменьшением объема возду- 100
ха. Это можно объяснить влия-
нием температуры воды на са-
мовсасывание. С увеличением
времени отсасывания воздуха 0

средняя температура воды в ре-

циркуляционном устройстве ПО- Рис. 59. Зависимость времени от-
вышается вследствие потерь качивания воздуха от его объема

энергии на сопротивление тече-

нию, поэтому при больших объемах воздуха конечная темпера-
туры воды несколько выше, чем при меньших объемах. С повы-

шением температуры давление паров воды возрастает и доля
захватываемого воздуха при самовсасывании уменьшается. Од-
новременно несколько снижается и предельный вакуумметри-
ческий напор.
Это подтверждается испытаниями на самовсасывание при
различной температуре воды, которую измеряли в бачке 6
(см. рис. 56). С повышением температуры время создания

Сравнительные данные зависимости времени
создания вакуума от температуры воды
в бачке воздухоотделителя при объеме
вакуумного бака 7=5 л

Вакуумметри-
ческий напор,
м

Время создания вакуума, с,
при температуре, СС

24-25 30-31 . 40-41

вакуума увеличивается, а
предельный вакууммет-
рический напор снижает-
ся (см.таблицу).

Максимальный ваку-
умметрический напор при
^=24...25°С 9,6 м; при 1 =
=30...ЗГС 9,5 м; при (=
= 40...41° С 9,3 м.

Исследования само-
всасывающей способно-
сти лабиринтного насоса
дали положительные ре-
зультаты. Благодаря про-
стоте конструкции насоса
и возможности изготов-
ления из различных мате-
риалов их можно исполь-
зовать как вакуумные на-

сосы.

В некоторых технологических процессах требуется пере-
качивать и перемешивать жидкости с газом. Здесь также мо-
жет быть использован лабиринтный насос. Конструкция газо-

Рис. 60. Лабиринтный насос для перекачивания смеси жидкости с газом

жидкостного насоса этого типа схематично показана на рис. 60.
Насос на двух опорах обладает двусторонней симметрией. Газ
поступает во всасывающую полость насоса по трубкам 1 и 4,
а жидкость — по трубкам 2 и 3. На всасывании происходит их
перемешивание с образованием эмульсии, которая затем посту-
пает на нагнетание, где давление составляет 1,0—1,5 МПа.
Испытания насоса на воде показали, что конструкция работо-
способна и ее параметры близки к расчетным.

Лабиринтно-винтовое устройство может быть использовано
для обеспечения самовсасывания центробежного насоса [А. с.
187525 (СССР)]. Для этого нарезки лабиринтно-винтового уст-
ройства выполняют в щелевом уплотнении рабочего колеса. Во
время работы центробежного насоса это устройство служит
обычным уплотнением рабочего колеса, а при запуске насоса —
самовсасывающим устройством.

Оставшаяся в корпусе насоса после остановки жидкость,
циркулируя через нарезки лабиринтно-винтового устройства
при его запуске, откачивает воздух из всасывающей трубы.
Сепарация воздуха от жидкости происходит в корпусе насоса.

Результаты испытания газожидкостных лабиринтно-винто-
вых устройств свидетельствуют о их перспективности. Достаточ-
но эффективно лабиринтно-винтовые устройства могут также
работать как смесители различных жидкостей и мелкодисперс-
ных суспензий.

16. Расчет характеристики лабиринтного насоса,
перекачивающего газожидкостную эмульсию

На рис. 61 схематично показаны винт и втулка насоса, пе-
рекачивающего газожидкостную эмульсию. Газ под давлением

Р1 поступает во всасывающую
в рабочее пространство на-
соса по отверстиям, распо-
ложенным на расстоянии Ц
от конца втулки. На участ-
ке 1\ жидкость и газ интен-
сивно перемешиваются, об-
разуется эмульсия. При
этом давление остается при-
близительно равным р{. При
перемещении вдоль оси на-
соса эмульсия сжимается,
давление становится рав-
ным рт. С достаточной точ-
ностью можно считать, что
процесс сжатия эмульсии
происходит изотермически,
так как дисперсность газа
в жидкости велика и тепло-

часть насоса. Жидкость втекает

Рис. 61. Расчетная схема газо-
жидкостного насоса

емкость жидкости намного превосходит теплоемкость газа.

Для упрощения расчета примем также, что в каждой ячейке,
ограниченной нарезками винта и втулки, давление постоянно и
изменяется скачкообразно от ячейки к ячейке. Давление в сле-
дующей ячейке определяется параметрами эмульсии предыду-
щей ячейки.

При определении напора насоса, работающего на эмульсии,
используем выражения, полученные в гл. I для чистой жидко-
сти. Считая приближенно процесс течения эмульсии от всасы-
вания к нагнетанию насоса установившимся, рассматриваем
ячейки насоса как бы остановленными.

Для начального участка (ячейки 1), где смешиваются газ
и жидкость, поступающие с расходами фг и фж, можно запи-
сать уравнения сохранения объема и массы

(Сг 4* Сж ~ 0.11

<РгСг РжСж ~ Р1С1»

откуда плотность эмульсии

„ __ Рг <2г Рж Сж __ 1 „

Рх---------------~----------Рж*

0г + 0ж 1 Сг
+ <?Ж

При переходе к ячейке 2 воспользуемся выражением для
перепада давления жидкости между соседними ячейками. Для
этого, разделив перепад давления, определенный по формуле
(5), на число ячеек насоса т, получим

рг—р1 = \рг

Считая эту
ной эмульсии,
ниями:

зависимость
заменим Р1

\ 2 Рпр & )

справедливой и для газожидкост-
и соответствующими выраже-

Лр2 =

&Рж

Пр

(36)

.Рж

Чтобы перейти от второй ячейки
уравнениями изотермического сжатия
газа

к третьей, воспользуемся
газа и сохранения массы

Р] _ Рг .

Рп Рг2

Фг1Рг1 = О?гРг2>

откуда Р1<Эг1 = Р2(Эг2.

Учитывая, что фг=Фг1 и (2ж = сопз1, подставим в (36) вме-
сто ^г выражение для фГ2. Тогда

Рж

Зг Р1

Фж Р2

аТ,

С?ж р2 / и
Аналогично получим

= ---------7®------Нг~(’ +-^ —<37)

Й?а . , Фг Р1 V 2 \ Чж Рп—1 / гПр 3

1 + л

Ч;и Рп—1

Общий перепад давления, создаваемый насосом, работающим
на эмульсии:
т

дрт.9=У—-----------——Г2—Г1 +——(38)

Й?а . . Ог Р1 I 2 \ <2;К рп ) Т'пр з

п=1 I + ~

Ч;к Рп

Поскольку мощность, потребляемая лабиринтным насосом,
определяется в основном создаваемым им перепадом давления,
здесь справедлива зависимость (8).

Пример расчета характеристики газожидкостного насоса, схематично
показанного на рис. 61. По условию насос должен был обеспечивать по-
дачу газожидкостной эмульсии по параметрам всасывания с отношением
<2г/<2ж = 0,25 и расходом <2 = 1,2 л/с при перепаде давления Дрт. Э=1 МПа.
Давление газа на всасывании р1=0,1 МПа.

За исходную модельную характеристику иасоса примем характеристику,
показанную на рис. 25, б. Сохраняя размеры нарезки рабочих органов,
определяем

1еа=—= 3,93; « = — = 51; Л™ = 1,19-10—» м3.

3 8

Коэффициент напора при <2=0

184-9,81-л-0,1

= 2,42.

Поскольку насос двустороннего всасывания, то подача одной стороны
должна составлять 0,6 л/с.

По формулам (36) — (38) подсчитываем

63-10—3

Др2 = — — - (7,6 — 3,3-0,6)2 = 0,0158 МПа;

Др3 =

63-1 о-3

1 4-0,25—-—

1,158

[7,6_(1+о.Жт-ух

X 0,48-10-3-3,3-103

= 0,0167 МПа;

р3 = рг Др2 + Др3 = 0,132 МПа;

Др4 =

63-10—3

1 4-0,25

1,325

/ 1 \ Л3

7,6— ( 1 4-0,25------ ) 0,48-10-3-3,3-10» =

\ 1,325/

= 0,017 МПа;

р4 = 0,132+ 0,017 = 0,15 МПа и т. д.
Начиная с ячейки 22 перепады давления становятея приблизительно
постоянными и равными 0,021 МПа. Поэтому давление в конечном сечении
иасоса

Ры = Р22 + 0,021 -29 = 1,12 МПа.

Откуда перепад давления насоса ЛрТэ=Ля—Р1 = 1,02 МПа.

Таким образом, напор и подача насоса соответствуют заданным.

Приведенный расчет показал, что перепад давления, созда-
ваемый насосом на эмульсии (1,02 МПа), близок к перепаду
на воде (1,05 МПа). Вместе с тем подача воды при перекачи-
вании эмульсии составляет около 0,8 подачи чистой воды. По-
этому характеристика Н—на эмульсии круче характеристи-
ки, снятой на воде.

При испытаниях описанного насоса на водовоздушной
эмульсии была получена характеристика, близкая к расчетной.
Приведенные данные следует считать лишь начальными. Пред-
ложенная методика расчета требует дальнейшего уточнения на
основании разработки и экспериментального исследования по-
добных насосов.

Г л а в а IV

МЕТОДИКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
И КОНСТРУКЦИИ ЛАБИРИНТНЫХ НАСОСОВ

17. Методика расчета характеристики насоса

Расчет лабиринтных насосов можно выполнять на основе
общих экспериментально-теоретических зависимостей (см. гл. I)
или с использованием экспериментальной характеристики рабо-
чих органов. Последний способ дает результаты большей точ-
ности.

Рассмотрим расчет по общим зависимостям. Напор насоса
Я, подача <2, давление на входе в насос и род перекачиваемой
насосом жидкости заданы.

Для всех вариантов привода желательно выбрать частоту
вращения вала п максимальной, так как при этом габаритные
размеры и масса насоса минимальны. Для электропривода
асинхронного типа эта частота составляет около 2900 об/мин.

По значениям Н, С} и п подсчитываем коэффициент быстро-
ходности насоса

п, = з 65 пУ? ,

где С/ — в м3/с, п — в об/мин, Н — в м.

Поскольку напор лабиринтного насоса зависит от длины его
проточной части I, то коэффициент быстроходности для него ие
является таким же определяющим параметром, как, например,
для центробежных насосов. Подсчет п может лишь облегчить
выбор формы нарезок и других размеров рабочих органов на-
соса.

Одни и те же параметры насоса можно получить для раз-
личных диаметров рабочих органов. Следует стремиться к наи-
меньшим диаметрам винта и втулки, так как при этом умень-
шаются потери дискового трения, увеличиваются размеры про-
филя нарезок и, следовательно, снижаются гидравлические
потери в проточной части и уменьшаются радиальные размеры
насоса. Однако уменьшение диаметра рабочих органов ограни-
чивается длиной проточной части.

Для рабочих органов лабиринтных насосов можно рекомен-
довать полукруглую, трапецеидальную и треугольную нарезки.
Треугольные нарезки следует использовать, когда требуется
получить максимальные давления жидкости. Для более низких
напоров предпочтительнее полукруглая и трапецеидальная на-
резки, так как они проще в изготовлении, их гидравлические
характеристики лучше и в меньшей степени зависят от зазора
между винтом и втулкой.

Угол нарезок выбираем в области максимальных гидрав-
лических КПД рабочих органов на рис. 34 и 35 для определе-
ния коэффициента напора нарезок. Задавшись размерами на-
резки и диаметром, по формуле (6) подсчитываем длину про-
точной части насоса I. Если длина I получается чрезмерно
большой, то нужно увеличить диаметр винта и пересчитать
размеры. Затем по формулам (6), (8) и (9) строим его ха-
рактеристики /7т(ф), и цт(Ф).

Расчет спирали или направляющего аппарата можно выпол-
нять по методике, принятой для лопастных насосов. Оценивая
потери гидравлического сопротивления по формулам (12) и
(13), потери дискового трения по работе [11], потери подвода
и отвода по экспериментальным данным и механические потери
в приводе и уплотнении, по формулам (20) — (22) можно оп-
ределить напор насоса Н, потребляемую мощность У и полный
КПД насоса.

Расчет лабиринтного насоса упрощается, если воспользо-
ваться одной из экспериментальных характеристик рабочих
органов (см. подразд. 9). При этом следует иметь в виду, что
характеристики сняты при работе на воде и установка рабочих
органов на стенде в большинстве случаев соответствует рис. 14.

Пример расчета лабиринтного насоса с использованием характеристики
модели. Рассчитать насос на Я=63 м и <2 = 0,9 л/с.

Чтобы получить рабочую точку вблизи максимума КПД, за исходную
примем точку характеристики на рис. 29 со следующими параметрами:
Ям = 52 м; <2м = 1,2 л/с; ,п=25о/о и п=2900 об/мин.

По конструктивным соображениям желательно иметь диаметр рабочих
органов равным 100 мм, т. е. совпадающий с диаметром модели. Чтобы
получить подачу 0,9 л/с при п~25%, нужно уменьшить проходную площадь
модели в отношении <2/<2м = 0,9/1,2=0,75 [см. формулу (6)]. Поскольку диа-
метры винтов модели и натуры совпадают, то высота выступов нарезок
А=СЛм/0м=0,75-4 = 3 мм. При этом форма нарезок винта и втулки сохра-
няется такой же, как у модели. Число заходов нарезок

Н 4

г — гм — 25 = 33.

«м 3

Определим длину проточной части, необходимой для создания задан-
ного напора 63 м.

По конструктивным соображениям желательно, чтобы диаметральный
зазор насоса равнялся 6=0,3 ... 0,4 мм. В этом случае коэффициент напора
иасоса к меньше, чем у модели, так как для модели бм/Ам=0,075, а для
насоса при 6=0,4 мм 6/й=0,133.

По кривой 3 на рис. 38 определяем коэффициент напора насоса, кото-
рый получается в 1,4 раза меньше коэффициента напора модели. Следова-
тельно, в таком же отношении уменьшается и напор насоса. Отсюда необ-
ходимая длина его проточной части

Рис. 62. Расчетная (штриховые линии) и экспериментальная (сплошные) ха-
рактеристики лабиринтного насоса; п=2900 об/мии

На основе расчетных данных были изготовлены и испыта-
ны рабочие органы насоса (рис. 62). Расчетная точка по напо-
ру, подаче и КПД совпала с экспериментальной. Однако у
испытанных рабочих органов диаметральный зазор составлял
0,3 мм, т. е. был несколько меньше принятого в расчете
(0,4 мм). На рис. 62 штриховыми линиями показана характе-
72
ристика насоса, полученная расчетом. Кривая Н(()) построена
по формуле (6), кривая т] (С?) получена пересчетом с кривой т]
(см. рис. 29), уменьшением подачи в отношении проходных
площадей натуры и модели (0,75). По кривым //((?) и т](О
построена кривая Совпадение расчетных и эксперимен-
тальных данных, учитывая приближенность расчета, можно
считать удовлетворительным.

18. Конструкции насосов

Наиболее просты^ и часто использующиеся на практике
конструктивные схемы гидравлической части лабиринтных насо-
сов (см. рис. 42) со спиральным отводом и с направляющим

аппаратом рассчитаны на жесткую установку винта на консоли

вала, вращающегося на шариковых под-
шипниках в кронштейне. При такой
установке должен быть обеспечен гаран-
тированный, по возможности равномер-
ный зазор между винтом и втулкой. По-
скольку жесткая соосная установка вин-
та во втулке в некоторых случаях
затруднительна, была сделана попытка
применить его свободную установку при
помощи карданного соединения с ва-
лом.

Винт был изготовлен из бронзы,
втулка — из стали. При пусках насоса
было обнаружено, что вместо проскаль-
зывания винта относительно втулки воз-
никало обкатывание им втулки. Нарезки

Рис. 63. Силы, действую-
щие при обкатывании
винтом втулки

втулки вдавливались в нарезки винта, создавался
большой крутящий момент и карданное соединение винта с ва-
лом разрушалось. Аналогичный процесс может возникнуть и при

касании нарезок винта и втулки, если жесткость вала, на кото-
ром установлен винт, недостаточна. При этом полного обкаты-
вания винта может и не происходить, а будет наблюдаться
лишь его сильная вибрация, сопровождающаяся шумом. Та-
кие вибрации в экспериментах с рабочими органами лабиринт-
ных насосов в отдельных случаях отмечались. Они возникали
при большом смещении винта во втулке, вызывавшем контакт

выступов их нарезок.

Рассмотрим условия, при которых могут происходить опи-
санные явления.

На рис. 63 схематично показаны винт и втулка лабиринтно-
винтового устройства при их касании. Считаем, что при пуске
в момент касания началось обкатывание винтом втулки с ча-
стотой Й. Одновременно винт вращается с частотой <о. На винт
действуют силы, приведенные к среднему поперечному сечению
винта: Р—вес; Р— сила упругости; К. — сила инерции; Т —
сила трения; 7\/ — нормальная составляющая силы реакции в
контакте нарезок винта и втулки.

Введем следующие обозначения (см. рис. 63): V — скорость движения
центра винта С; д/2— эксцентриситет винта во втулке; к — плечо силы М
относительно центра винта (по аналогии со схемой качения); а — угловая
координата центра винта; М — приложенный момент; I — момент инерции
ротора машины (например, насоса и электродвигателя); т — приведенная
масса винта.

Уравнения движения винта запишем в виде

т— = Т — та 8Ш а;

Л 8

Ы — К — соз а + У7 = 0;

= Тг+

I а/

Кроме того, имеем К = т&8/2; й — (1а/(Ц- V = 06/2.

Поставляя эти выражения в дифференциальные уравнения,
получим

/и — =Т — т§ ат а; (39)

2 ар 45

—т§соза -р Р = 0; (40)

= Тг + №1. (41)

В системе уравнений (39) — (41) число неизвестных больше
числа уравнений. Чтобы замкнуть систему уравнений, предпо-
ложим, что для пары винт — втулка выполняется закон трения
Амонтона — Кулона Т

Коэффициент трения I зависит от вида трения — чистое ка-
чение или качение со скольжением. Причем / изменяется при
.обкатывании винтом втулки, если происходит взаимное вне-
дрение нарезок. Для упрощения считаем / постоянным, тогда
уравнения (39) и (40) можно интегрировать независимо от
(41). Последнее определяет лишь изменение частоты вращения
ротора машины под действием момента двигателя М и сил Т
и в период пуска, поэтому для решения поставленной задачи
уравнение (41) не понадобится.

Исключая из (39) и (40) и вводя П, получим

------------2/й2 — 4я — соз а 4- 4 — 8Ш а 4- 4 Р = 0. (42)
аа----------------------------------------------6 6 тб

Предположим, что винт соприкасается со втулкой в верти-
кальной плоскости. Тогда, интегрируя уравнение (42) и опре-
деляя произвольную постоянную из условия а=0, Й = 0, по-
лучим

& ё (4^ + 1Т 5’п а + 0 ~ 2Л С05 а1 —

- _^(1-2/2) е2/а __ 2 _Р_ (е2,а _ 1 у

6 (4/2 4-1) тб 7 к '

Первое слагаемое в уравнении (43) имеет наибольшую от-
рицательную величину при а=л, если считать, что (1—2/2)>0.
Тогда й2 отрицательно, так как второе и третье слагаемые от-
рицательны (е2/“ всегда больше единицы). В этом случае обка-
тывание винтом втулки невозможно. Оно становится возмож-
ным лишь при

(1—2/2)<0 или / > 0,7. (44)

Чтобы обкатывания не происходило, сила упругости вала дол-
жна удовлетворять следующему условию:

4/24-1 * ’

Условие (44) выполняется в большинстве случаев, так как
контакт острых выступов нарезок сопровождается их взаимным
вдавливанием, что резко увеличивает коэффициент трения.
Поэтому основным условием отсутствия обкатывания винтом
втулки является неравенство (45).

При обкатывании без проскальзывания частота й достигает
максимальной величины, равной

й = . (46)

Зазор 6 обычно составляет десятые доли миллиметра, по-
этому й велико. При обкатывании винта возникает повышаю-
щая передача с низким КПД и большим передаточным числом,
поэтому сопротивление вращению такой передачи (при плохом
качестве зацепления) весьма велико. Этим и объясняется полом-
ки карданного привода винта, наблюдавшиеся в эксперименте.

Таким образом, при конструировании лабиринтных насосов
нужно учитывать необходимую точность и жесткость установки
винта, обеспечивающие гарантированный зазор между нарезка-
ми винта и втулки. Конструкция насоса зависит также от
материала, из которого выполняются его рабочие органы.

Благодаря простоте формы, отсутствию механического тре-
ния и сравнительно небольшим напряжениям в винте и втулке
эти детали можно изготовлять из различных материалов: ме-
таллов, пластмасс, резины и керамики. Наиболее часто исполь-
зуют металлические винты и втулки. Их нарезки обрабатывают
на токарных или-зубофрезерных станках профильным инстру-
ментом. Степень шероховатости поверхностей должна соответ-
ствовать Кг =10... 20 мкм, чтобы потери гидравлического тре-
ния были не слишком большими. Кроме максимальной гладко-
сти поверхностей нарезок нужно обеспечить достаточно высо-
кую точность их формы по длине (волнистость поверхностей
может возникать вследствие вибраций резца и т. п.). Эти тре-
бования определяются узостью каналов и большим числом Рей-
нольдса при течении рабочей жидкости в лабиринтном насосе.
Поэтому влияние качества граничных поверхностей на КПД
насоса весьма значительно.

При изготовлении рабочих органов из пластмасс нарезку
можно формовать в пресс-форйе. Такой метод особенно удобен
для термопластичных пластмасс без наполнителей. Нарезки на
винтах и втулках из термореактивных пластмасс с различными
наполнителями рекомендуется выполнять механической обра-
боткой, чтобы обеспечить необходимую точность и шерохова-
тость поверхностей.

Втулки и винты с нарезками из резины изготовляют в пресс-
формах. При этом точность их выполнения невысока и зазор
может изменяться от одной партии резины к другой. На ве-
личину зазора влияет также марка резины. Все это сказыва-
ется на характеристике насоса.

При эксплуатации насосов с резиновыми и пластмассовыми
рабочими органами их размеры могут изменяться вследствие
набухания резин и пластмасс, старения и т. д. Это необходимо
учитывать при выборе материала рабочих органов для задан-
ных условий работы. Можно также изготовлять винты и втул-
ки из стекла и керамики. Точность изготовления нарезок из
керамики в пресс-форме невысока, так как после их обжига
размеры и форма нарезок значительно изменяются.

Для нарезок из хрупких материалов при эксплуатации не-
допустимо их касание и попадание твердых частиц размером,
близким к радиальному зазору. При этом возникают сколы на
выступах нарезок и характеристика насоса ухудшается.

Более износостойкими являются винты и втулки из метал-
локерамических материалов. Не исключено также использова-
ние твердых покрытий, защищающих нарезки от повреждений
и интенсивного изнашивания. Однако при любых материалах
для лабиринтных рабочих органов весьма опасны частицы раз-
мером, примерно равным высоте выступов нарезок. Так, при
эксплуатации лабиринтных насосов наблюдались случаи по-
вреждения нарезок кусками металла и окалины, попадавшими
из трубопроводов в проточную часть насоса.

Во избежание таких случаев, как указывалось в подразд. 5,
необходимо устанавливать фильтры на всасывании насосов или
тщательно очищать коммуникации. Рассмотрим примеры кон-
струкций лабиринтных насосов.
На рис. 64 показан модельный моноблочный насос, сконст-
руированный по схеме рис. 42, а. Винт насоса диаметром 70 мм
с трапецеидальной нарезкой вращается во втулке из органиче-
ского стекла. Торцовое уплотнение вала имеет такие размеры,
что осевая гидравлическая сила практически не действует на
вал электронасоса.

На выходе из проточной части

насоса имеется кольцевой

отвод. Характеристика электронасоса, снятая при работе на

воде, показана на рис. 65.

Недостатком описанной
конструкции является то, что
уплотнение вала работает при
давлении нагнетания и уста-
новлено на сравнительно боль-
шом диаметре. Это нерацио-
нально для насосов, перекачи-
вающих агрессивные среды.
Поэтому для них обычно при-
меняют обратную схему тече-
ния жидкости (см. рис. 42, б).

Лабиринтный насос с коэф-
фициентом быстроходности
ц,=20 типа 1Х-2Р (рис. 66)
спроектирован на следующие
параметры: напор /7=30,5 м,
подача <2=0,6 л/с, частота

Рис. 65. Характеристика моноблоч-
ного насоса. Втулка 07ОХ96Х12 лев.,
виит 070X96X12 прав., 1= 160 мм;

п=2900 об/мин

вращения вала п—2900 об/мин. Проточная часть насоса гуммиро-
ванная из резины марки ИРП-1025. Насос консольный, выполнен

на отдельном кронштейне. Всасывание происходит через патрубок
полуспирального подвода, а нагнетание — через направляющий

аппарат в осевом направлении, который имеет четыре прямых
лопатки. Уплотнение вала насоса (сальник или торцовое уплот-
нение) работает при низком давлении всасывания.
Рабочие органы насоса с трапецеидальной нарезкой выпол-
нены из резины методом прессования (рис. 67).

Рис. 67. Винт (а) и втулка (б) гуммированного насоса типа 1Х-2Р

На рис. 46 сплошными линиями показана характеристика
насоса, снятая при работе на воде. Промышленные испытания
насоса проводили при работе на соляной кислоте концентра-
цией 10—23% при температуре до 55° С.
Насос был установлен с сальником, в который подавали во-
допроводную воду. Втулка под сальником изготовлена из ха-
стеллоя-Б, химически стойкого в соляной кислоте. Однако пос-
ле 130 ч испытаний часть втулки, омывавшаяся кислотой, под-
верглась сильной коррозии. Более тщательный анализ среды
показал, что в ней содержатся ионы железа. В этих условиях
хастеллой-Б не является химически стойким. Более стоек тех-
нически чистый титан ВТ-1, но он плохо работает на трение
(склонен к задирам и схватыванию, быстро изнашивается). По-
этому сальник был заменен торцовым уплотнением, установлен-
ным на втулке из титана ВТ-1. Пара трения уплотнения со-
стояла из керамики ЦМ 332 и углеграфита ПК-0, пропитанного
фенолформальдегидной смолой.

После 675 ч испытаний винт и втулка имели блестящие по-
верхности без следов коррозионного разрушения. В нескольких
местах на вершинах нарезок имелись вырывы, однако их влия-
ние на работу насоса не было заметным. Пара трения торцо-
вого уплотнения (износ углеграфитового кольца составил при-
мерно 0,05 мм) и детали из титана также были в хорошем со-
стоянии.

Следующий этап испытаний заключался в проверке работо-
способности насоса при перекачивании кислоты с абразивом.
Для этого в кислоту было добавлено около 2% (по массе)
песка (крупность частиц до 0,5 мм). Насос проработал на этой
среде 2089 ч. Утечки через торцовое уплотнение за время рабо-
ты не наблюдалось. В конце испытаний напор насоса начал па-
дать. При разборке обнаружился значительный абразивный
износ выступов нарезок. Наибольшему износу подверглись бо-
ковые поверхности выступов, обращенные к нагнетательной
полости насоса.

В целом испытания показали, что насос работоспособен на
такой агрессивной среде, как соляная кислота с содержанием
абразива.

Второй насос 1Х-2Р для очистки травильных и электролити-
ческих растворов от загрязнений проходил испытания в термо-
гальваническом цехе. Насос прокачивал растворы через специ-
альный фильтр. Установка насоса с фильтром была выполнена
на передвижной тележке. Насос имел торцовое уплотнение вала
описанной выше конструкции.

При испытаниях перекачивали следующие технологические
растворы:

а) сернокислый никелевый электролит с химическим соста-
вом в г/л: 1Ч12(8О4)з— 150...200; Кар— 3...5; дисульфат-
аталиновая кислота — 1 ... 3; формалин — 0,6... 1,5; НаС1—
15... 20; твердая фаза — гидраты железа и никеля (5—
Юмкм) — 0,08... 0,1. Температура среды — до 60° С;

б) сернокислый медный электролит с химическим составом
в г/л: Си8О4 — 200 ... 280; Н28О< — 50... 60; сульфированный
Рис. 68. Насос типа

1 — Х-2Е

4
декстрит — 1; твердая фаза — кристаллы меди, окись меди,
гидраты железа (5—10 мкм) — 1,5. Температура среды — до
60° С;

в) медноциаиистый электролит с химическим составом в
г/л: медь цианистая Си(СМ)2— До 120; нашатырный натрий
Ыа(СЫ) — 8.. . 15; НаОН —5...10; На2СО3 — 40 .. . 150, твер-
дая фаза — кристаллы меди, окись меди (5—10 мкм) —
0,08 ... 0,1. Температура среды — до 40°С.

Испытания на растворе «а» продолжались 143 ч, на рас-
творе «б» — 343 ч и на растворе «в» 120 ч. После испытаний
нарезки винта и втулки следов износа и коррозии не имели,
насос находился в работоспособном состоянии.

106 22

120

150

Рис. 69. Винт насоса типа

1 — Х-2Е
4

На основании проведенных испытаний насос 1Х-2Р был ре-
комендован к серийному производству.

Для перекачивания рабочих жидкостей, используемых в хи-
мической и других отраслях промышленности, разработан ла-
биринтный насос 1 —Х-2Е (рис. 68) того же типа, что и 1Х-2Р,
но с большими параметрами: коэффициент быстроходности
п5=20, подача 0,9 л/с, напор 40 м, частота вращения вала
2900 об/мин. Все детали проточной части выполнены из стали
10Х17Н13М2Т. Винт (рис. 69) и втулка насоса имеют треуголь-
ную нарезку. В нагнетательном патрубке насоса установлен
направляющий аппарат с шестью прямыми лопатками. На
рис. 45 сплошными линиями показана характеристика насоса,
снятая при работе на воде.

Один из насосов успешно прошел промышленные испытания
при перекачивании серной кислоты концентрацией 16% при
Рис. 70. Пластмассовый насос типа 1 — Х-2П

температуре 50° С. На ос-
новании этих испытаний
насос рекомендован к се-
рийному производству.

На рис. 70 показан
лабиринтный насос типа

1 Х-2П , проточна»'
часть которого выполне-
на из термореактивной:
пластмассы марки фено-
лит РСТ (наполнитель —
рубленое стекловолокно)..
Это довольно плотная и
прочная пластмасса, по-
этому нарезки винта и
втулки треугольной фор-
мы с необходимой точно-
стью изготовляли на то-
карном станке. На рис.
71 показан винт.

Характеристика насо-
са, снятая при работе на
воде, приведена на рис.
72. Больший напор насо-
са (65 м) при ф=0,9 л/е
по сравнению с насосом
типа 1 — Х-2Е объяс-
4

няется большей длиной
проточной части (150 мм).

Насос 1 Х-2П прошел
промышленные испытания
на 50%-ной экстракцион-
ной фосфорной кислоте с
гипсом (7,5 г/л) в виде
частиц размером до>
0,04 мм. Среда содержа-
ла 1 % кремнефтористо-
водородной кислоты. Ис-
пытания продолжались
546 ч. Никакого износа
или коррозии нарезок за
это время обнаружено не
было. При испытаниях в
сальник насоса подава-
лась техническая вода. Втулка из стали 10Х17Н13М2Т под саль-
ником была в хорошем состоянии. Насос рекомендован к серий-
ному производству.

Кроме резины и пластмассы для изготовления проточной
части лабиринтного насоса применяли керамику. Из твердого
•фарфора были изготовлены винт и втулка, которые установле-

Рис. 71. Винт насоса типа

1 Х-2П

Рис. 72. Характеристика насоса типа 1 — Х-2П
ны в насосе 1Х-2Ф. На рис. 73 дана характеристика такого»
насоса, снятая при работе на воде.

Рис. 73. Характеристика фарфоровых рабочих органов насоса типа 1Х-2Ф_
Втулка 070X112X12 лев., винт 070X112X12 прав.. /=160 мм; п=
= 2900 об/мин

Рис. 74. Насос типа 1 — Х-2И
2

Как показали промышленные испытания, касание нарезок и
попадание твердых частиц в зазор приводило к повреждению
проточной части насоса и ухудшению его характеристик. Кро-
ме того, при обжиге нарезки теряли свою форму, поэтому такой
способ их изготовления не является технологичным.

Лабиринтный насос типа 1-^-Х-2И (рис. 74) был разрабо-
тан взамен трехступенчатого центробежного насоса. Насос рас-
считан на напор 100 м и подачу 3 м3/ч при частоте вращения ва-
ла 2900 об/мин. Он предназначен для перекачивания коррозион-
84
ных углеводородов, поэтому его проточная часть изготовлена из
стали 06ХН28МДТ. Нарезки винта 3 и втулки 4 выполнены
треугольной формы (см. рис. 62). В насосе предусмотрен обо-
грев паром проточной части через рубашку для перекачивания
им застывающих сред. Всасывание насоса осуществляется че-
рез кольцевой подвод 5 (см. рис. 74), а отвод жидкости — че-
рез направляющий аппарат 1. В отличие от описанных ранее
конструкций в проточной части насоса располагается графито-
вый подшипник скольжения 2, втулка которого закреплена в
винте 3, а неподвижная ось связана с направляющим аппара-
том. Подшипник смазывается рабочей жидкостью, подводящей-
ся из напорной полости насоса и отводящейся по отверстиям в
винте в пространство между его нарезками. Благодаря такой
конструкции подшипника ротор насоса частично разгружается
от осевой силы, которая воспринимается двумя шариковыми
радиально-упорными подшипниками 7. Сальник насоса 6 вос-
принимает лишь давление всасывания и снабжен фонарным
кольцом для подачи запирающей жидкости с целью предотвра-
щения выхода рабочей жидкости наружу, а также прососов
воздуха при работе насоса с разрежением на всасывании.

Стендовые испытания насоса показали, что в расчетной точ-
ке при //=100 м и ф = 0,9 л/с его полный КПД составляет
22%. Если сравнивать этот насос с центробежным трехступен-
чатым, взамен которого он был разработан, то по весовым и

энергетическим показателям они примерно
траты на изготовление лабиринтного насоса
30% меньше.

КПД насоса типа 1 — Х-2И и вихревого

равны, а трудоза-
приблизительно на

насоса с теми же

параметрами близки, однако изготовление вихревого насоса
целиком из коррозионностойкой стали практически невозможно
из-за опасности задира и схватывания в торцовых зазорах.

В насосе типа 1— Х-2И была произведена лишь частичная

разгрузка подшипников от гидравлической осевой силы. Прак-
тически полная разгрузка получается в симметричной двух-
опорной конструкции насоса (рис. 75), разработанного в ГДР
[17]. Недостатком двухопорной конструкции является наличие
двух уплотнений вала, что осложняет его обслуживание, раз-
борку и сборку, особенно в условиях химических производств.
Недостатком данного насоса является также отсутствие в его

конструкции направляющего аппарата или другого отвода с
малыми потерями.

Во Всесоюзном научно-исследовательском и проектном ин-
ституте серной промышленности совместно с ВНИИгидромашем
были проведены исследования по повышению энергетических по-
казателей лабиринтных насосов и созданы их опытные образ-
цы для специфических жидкостей серных производств (лигнин-
сульфатаммония, расплавленной серы, серной суспензии и др.).

Повышение КПД в этих насосах было достигнуто примене-
нием нарезок полукруглого профиля.

На рис. 76 показан продольный разрез лабиринтного насоса
модели «Роздол-1», предназначенного для перекачки лигнин-
су льфатаммония.

Рис. 75. Насос с гидравлически разгруженным ротором

Рабочая часть насоса состоит из неподвижной втулки 3, ко-
торая зажата фланцами при помощи стяжных шпилек, и вра-
щающегося винта 2, закрепленного на валу при помощи шпон-
ки. Жидкость попадает в насос через всасывающий патрубок /
и отводится через нагнетательный 4. Уплотнение вала состоит
из сальника 6 и лабиринтного импеллера 5, который предназ-
начен для его разгрузки.
Рабочая часть насоса смонтирована на опорной стойке, при-
меняющейся в унифицйрованном ряду лопастных насосов, ко-
торая имеет один радиальный и два радиально-упорных под-
шипника, воспринимающих осевую нагрузку.

Основные геометрические параметры рабочих органов: диа-
метр винта 145 мм, длина 180 мм, радиальный зазор 0,3 мм.

При различных радиусах (глубине) канавок нарезки (г—
= 2, 3, 4, 5, 6 мм) получаем целый ряд лабиринтных насосов,
параметры которых обеспечивают подачу от 5 до 40 м3/ч и на-
пор от 10 до 100 м при частоте вращения винта 2900 об/мин.
Диапазон рабочих параметров может быть расширен при ра-
боте на других частотах вращения.

Рис. 77. Насос ХОЛ 15/70

Характеристика насоса с радиусом канавок 5 мм, снятая при
работе на воде, показана на рис. 33.

Образцы лабиринтных насосов «Роздол-1» зарекомендовали
себя положительно и успешно применяются в промышленности.

На рис. 77 показан химический обогреваемый лабиринтный
насос ХОЛ 15/70, который предназначен для перекачки рас-
плавленной серы при температуре до 150° С, небольшой подаче
и повышенном напоре. Рабочая часть насоса смонтирована на
опорной стойке 8 с радиальным 7 и двумя радиально-упор-
ными шарикоподшипниками 9. Корпус насоса 4, нагнетатель-
ный патрубок с направляющим аппаратом 1 и корпус уплот-
нения снабжены рубашками для подачи пара. В корпусе на-
соса установлена неподвижная втулка 2, которая вместе с вра-
щающимся винтом 3, установленным на валу 6, составляют
рабочие органы лабиринтного насоса. Винт, втулка, корпус на-
соса и уплотнения, нагнетательный патрубок имеют резьбовые
отверстия для съема.

Насос снабжен комбинированным уплотнением вала, состоя-
щим из динамического 10 (лабиринтный импеллер) и стояноч-
ного 5 уплотнений. Уплотнение работает под давлением вса-
сывания.

Насос обеспечивает подачу от 1 до 25 м3/ч и напор до 80 м
в зависимости от размеров нарезки (г = 2, 3, 4, 5, 6 мм). Часто-
та вращения вала 2900 об/мин.

Ряд опытных образцов серных насосов модели ХОЛ про-
шли стендовые испытания на воде и расплавленной сере и от-
правлены на промышленные объекты. Некоторые из них экс-
плуатируются на опытных установках.

900

Рис. 78. Регулируемый лабиринтный насос

Регулирование насосного хозяйства является неотъемлемой и
обязательной частью автоматизации технологических процессов.

Особенности конструкции лабиринтных насосов позволяют
создать несколько вариантов их регулирования.

Процесс регулирования осуществляется путем изменения ра-
бочего зазора между винтом и втулкой. КПД насоса при этом
падает из-за увеличения утечек жидкости и ухудшения процес-
са вихревого обмена в рабочем пространстве насоса. Эти недо-
статки исключены в конструкции лабиринтного насоса (рис. 78),
регулирование которого осуществляется путем изменения рабо-
чей длины взаимодействующих витков нарезки на величину А/.

Насос состоит из корпуса 3, прикрепленного к кронштейну 6,
вращающегося винта 4 и подвижной в осевом направлении втул-
ки 2, нагнетательного 5 и всасывающего 1 патрубков. Переме-
щение в осевом направлении втулки, а следовательно, регули-
рование осуществляется мембранным исполнительным механиз-
мом МИМ-К, который обеспечивает дистанционное и ручное
управление.

Насос снабжен сальниковым уплотнением. Проточная часть
насоса изготовлена из коррозионностойкой стали 12Х18Н10Т.
Основные геометрические параметры рабочих органов следую-
щие: диаметр винта 145 мм, диапазон изменения рабочей дли-
ны 140—80 мм.
Данный насос предназначен для регулирования подачи сер-
ной суспензии в производстве коллоидной серы. Стабильное ре-
гулирование расхода различного рода суспензий с помощью тру-
бопроводной арматуры практически трудно осуществить из-за
налипания твердой фазы на регулирующие органы.

Насос прошел промышленные испытания в производстве
смачивающегося порошка серы при частоте вращения
1450 об/мин. В результате испытаний определено, что для тре-

Х24 лев., / = 100 мм

Рис. 80.
Втулка

Рис. 79.

Погружной насос типа

1ХП-3-Б

Характеристика насоса типа 1ХП-3-Б.
046X76X24 прав., нинт 046Х76Х

буемого диапазона регулирования подачи серной суспензии в
пределах от 0 до 2 м3/ч при постоянном напоре 25 м рабочая
длина должна изменяться от 65 до 95 мм.

Лабиринтно-винтовые рабочие органы удобны для примене-
ния в погружных насосах. На рис. 79 показан продольный раз-
рез погружного лабиринтного насоса типа 1ХП-3-Б, предназна-
ченного для перекачивания плавиковой кислоты с подачей 1 м3/ч
при напоре Юми частоте вращения вала 2900 об/мин. Проточ-
ная часть насоса выполнена из монель-металла.
Рис. 81. Погружной насос типа 1 — ХП-2Е

Насос имеет два под-
шипника: нижний подшип-
ник скольжения 4 и верх-
ний — шариковый 6, вос-
принимающий осевую силу.
Длинный вал 3 насоса обес-
печивает постоянное погру-
жение его рабочих органов
1 и 2 в кислоту при колеба-
ниях ее уровня в баке. На-
сос закрепляется на крышке
бака. Для предотвращения
выхода паров кислоты на-
ружу предусмотрено уплот-
нение 5 с подачей запираю-
щей воды.

На рис. 80 приведена ха-
рактеристика этого насоса,
снятая при работе на воде.
Насос успешно прошел ис-
пытания и рекомендован к
серийному выпуску.

Погружной насос типа
1 — Х11-2Е для перекачи-
вания чистой уксусной кис-
лоты показан на рис. 81.
Насос имеет следующие па-
раметры: напор 101—37 м,
подача 1—2,5 л/с, частота
вращения вала 2900 об/мин.

Проточная часть насоса
изготовлена из стали
Х18Н12МЗТЛ. Винт и втул-
ка насоса показаны на рис.
82.

На рис. 83 дана харак-
теристика насоса, снятая
при работе на воде.

Герметичный лабиринт-
ный насос (рис. 84), испы-
танный на сжиженных газах
(фреоны, аммиак), спирте и
воде [1], рассчитан на на-
пор 30 м, подачу 0,5 м3/ч и
частоту вращения вала
2900 об/мин. Ротор электро-
насоса установлен на шари-
Рис. 82. Винт (а) и втулка (б) иасоса типа

1 — ХП-2Е
2

Рис. 83. Характеристика насоса типа 1 -^-ХП-2Е /=250 мм; п=29О0 об/мин

ковых подшипниках. Жидкость поступает через патрубок и ка-
налы нарезок винта и втулки в полость ротора и статора элект-
родвигателя. Протекая через зазор между ротором и статором,
жидкость охлаждает статор.

Испытания насоса производили на стенде замкнутого типа.
На рис. 48 показаны кавитационные характеристики насоса, ра-
ботающего на различных жидкостях.

Кроме описанных конструкций насосов существуют также
Рис. 84. Герметичный лабиринтный насос
герметичные лабиринтные насосы для перекачивания четырех-
окиси азота [8], лабиринтные насосы для перекачивания раство-
ров диметилформамида и др.

С 1958 г., когда был изобретен лабиринтный насос [А. с.
126748 (СССР)], было зарегистрировано много авторских сви-
детельств на различные его модификации с повышенными энер-
гетическими показателями, улучшенной самовсасывающей спо-
собностью, регулируемостью и т. д.

Остановимся коротко на некоторых из них.

Предлагается [А. с. 424995 и 443199 (СССР)] использо-
вать конические рабочие органы в лабиринтных насосах, в
результате чего зазор между винтом и втулкой приобретает
коническую форму. Это позволяет регулировать зазор при
износе нарезок и таким образом восстанавливать первоначаль-
ную рабочую характеристику насоса. При конической форме ра-
бочих органов можно сравнительно легко регулировать пара-
метры насоса, изменяя зазор перемещением его рабочих орга-
нов в осевом направлении с помощью какого-либо управляюще-
го механизма.

К недостаткам конических рабочих органов следует отнести
технологические трудности при их изготовлении, а также услож-
нение рабочего процесса. Использование зазора как фактора
воздействия на характеристику насоса требует достаточно вы-
сокой точности регулирования, так как влияние зазора на пара-
метры насоса весьма сильное.

Некоторые авторские свидетельства содержат предложения
по улучшению энергетических характеристик лабиринтных насо-
сов. К ним относится использование полукруглой формы нарезок
[А. с. 693051 (СССР)].

Предложен лабиринтный насос, у которого винт имеет на-
ружную и внутреннюю нарезки одного и того же направления,
причем их каналы соединены спиральными прорезями между со-
бой [А. с. 407076 (СССР)]. Нарезки винта охватываются втул-
ками с нарезками противоположного направления. Наличие про-
резей в винте и двух втулок обеспечивает более полную пере-
дачу энергии жидкости и, следовательно, более высокий КПД
насоса.

Недостатками данной конструкции являются сложность из-
готовления винта и наличие дополнительных гидравлических по-
терь в местах расположения перемычек между прорезями, не-
обходимых для обеспечения прочности и жесткости винта.

Если винт насоса имеет большой диаметр (более 150 мм),
то для повышения напора и КПД насоса предлагается торец
винта со стороны всасывания выполнять с лопатками (открыты-
ми или закрытыми). Тем самым бесполезная в основном затра-
та энергии на дисковое трение торца винта о жидкость исключа-
ется и, в последовательную работу с нарезками насоса вклю-
чается упрощенная ступень центробежного насоса.
Кроме описанного ранее самовсасывающего лабиринтного
насоса была предложена более компактная конструкция насоса
с сепаратором центробежного типа [А. с. 335440 (СССР)]. Отде-
ление воздуха от жидкости по этой схеме происходит во внут-
ренней полости винта в результате его вращения. Поскольку
при вращении винта силы инерции жидкости могут значительно'
превосходить гравитационные силы, то и скорость отделения
воздуха от жидкости в центробежном сепараторе может быть
значительно выше, чем в гравитационном (см. рис. 57). Тогда
и скорость заполнения при самовсасывании такого насоса боль-
ше. Следует, однако, отметить, что это является результатом
усложнения конструкции.

Был предложен также ряд схем герметичных лабиринтных
насосов, объединяющих лабиринтно-винтовые рабочие органы с
электроприводом.

Герметичный электронасос [А. с. 380866 (СССР)] состоит
из статора и ротора, снабженных винтовыми нарезками, обра-
зующими рабочие органы лабиринтного насоса. Перекачиваемая
жидкость поступает в насос через кольцевую камеру, распо-
ложенную в средней части статора. Благодаря этому удается
уравновесить осевую силу, действующую на ротор, и обеспе-
чить охлаждение статора. К недостаткам этой весьма компакт-
ной конструкции следует отнести низкий КПД электромагнит-
ного привода вследствие выполнения нарезок на рабочих по-
верхностях статора и ротора.

Предлагается также [А. с. 217966 (СССР)] герметичный
двухроторный электронасос. Его рабочие органы вращаются
в противоположные стороны, в результате чего относительная
скорость нарезок увеличивается и значительно повышается на-
пор насоса.

Глава V

МЕТОДИКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАСЧЕТА

И КОНСТРУКЦИИ ЛАБИРИНТНО-ВИНТОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
И ДРУГИХ УСТРОЙСТВ

19. Гидравлический расчет уплотнений

При расчете уплотнения следует исходить из следующего»
принципа: уплотнение заданной длины и диаметра должно вы-
держивать максимальное давление жидкости и потреблять при
этом минимальную мощность.

Лабиринтно-винтовые уплотнения валов в большинстве слу-
чаев работают при расходе, равном нулю, на эмульсии жидко-
сти с воздухом. Концентрация воздуха в жидкости зависит от
'многих факторов (частоты вращения, формы ,и размеров наре-
зок, вязкости и поверхностного натяжения жидкости и др.).

В первом приближении при расчете таких уплотнений можно
использовать формулы, выведенные для лабиринтно-винтовых
устройств, целиком заполненных жидкостью.

При <2=0 по формулам (5) и (8) имеем

<47>

Л\о = АРто^пр с*е “• (48)

Из формулы (48) следует, что для снижения мощности, по-
требляемой уплотнением, нужно уменьшать Рщ> и увеличивать
<а. При подобном уменьшении размеров уплотнения потребляе-
мая им мощность снижается в пятой степени, а развиваемый
напор пропорционален квадрату диаметра. Поэтому выгодно
уменьшать диаметр уплотнения, компенсируя падение напора
увеличением длины винта и втулки.

Из уравнения (47) имеем

Арто — г/<о2й,
откуда

Мто~о?г/й2Епрс(§а.

Поскольку число заходов г нарезки пропорционально диа-
метру й, то Лрт0~и2И2; Лгто~'«3/^3Рщ> а. Для заданного
перепада давления Дрт0=соп8(: необходимо иметь

1й2 — соп5( = С; №то — а>5С(1Епр а.

Итак, потребляемая уплотнением мощность уменьшается про-
порционально диаметру уплотнения. В то же время поддержа-
ние необходимого давления Арто с уменьшением диаметра тре-
бует резкого увеличения длины /(/~1/б?2).

Если увеличение длины невозможно по условиям установки
уплотнения на валу машины, то может быть применена двух-
ступенчатая (см. рис. 27) или многоступенчатая конструкция
лабиринтно-винтового уплотнения. Ограничения в уменьшении
Епр за счет высоты выступов нарезок Н и зазора 6 обусловли-
ваются также точностью изготовления и установки уплотнений.
С уменьшением Н и 6 возрастает опасность абразивного износа
нарезок, поэтому в ряде случаев приходится, уменьшая диа-
метр уплотнения, сохранять остальные размеры нарезок.

Потребляемая мощность уменьшается также с увеличением
а. Ограничение составляет резкое уменьшение коэффициента на-
пора нарезок к при а>75° для трапецеидальной и а>85° для
треугольной нарезок.

Для уплотнений могут быть использованы нарезки треуголь-
ной, трапецеидальной и прямоугольной формы.
Наибольший напор при наименьшей мощности (вследствие
меньшей Рщ) можно получить при треугольной нарезке рабо-
чего органа, поэтому она наиболее выгодна для уплотнений. Од-
нако коэффициент напора при этой нарезке с увеличением за-
зора снижается наиболее резко (см. рис. 37).

В работе [12] для уплотнений использовалась трапецеидаль-
ная форма нарезок с высотой выступов около 1 мм. Эта форма
была достаточно эффективной и технологичной.

Для очень мелких нарезок в отношении технологии изготов-
ления наиболее удобна прямоугольная форма. Такая нарезка с
Л=0,3 мм показана на рис. 24.

Расчет уплотнений по формулам (47) и (48) должен быть
скорректирован с учетом влияния газожидкостной эмульсии на
их характеристику. Перепад давления Арто и мощность Л^т0,
уплотнений, работающих на эмульсии, меньше, чем на чистой
жидкости в отношении плотностей жидкости и эмульсии. В на-
стоящее время по этому вопросу имеется еще мало данных. Как
показали эксперименты [12], при диаметре уплотнения й=
= 100 мм, частоте вращения винта 2950 об/мин и высоте вы-
ступов нарезок й=1 мм зона наибольшей концентрации пу-
зырьков воздуха в воде составляет около 20 мм. Отсюда при
расчете по формуле (47) запас по длине I должен быть не ме-
нее 20 мм. Только в этом случае уплотнение достаточно гер-
метично.

Если на входе в уплотнение имеется короткая щель с глад-
кими стенками (см. рис. 54), то концентрация пузырьков возду-
ха в эмульсии несколько снижается, а герметичность уплотне-
ния повышается.

Приведем расчет лабиринтно-винтового уплотнения вала насоса, разра-
ботка и испытания которого проводились во ВНИИГидромаше. Для крат-
кости назовем это уплотнение лабиринтно-торцовым, так как в качестве
стояночного уплотнения в нем использовано торцовое уплотнение.

Исходные данные для расчета уплотнения: среда — вода (возможно
содержание солей до 40 г/л); давление воды перед уплотнением 4,5 МПа;
температура воды до 30° С; допустимая утечка воды наружу ие более 10 л/ч;
частота вращения вала 5800 об/мин; потребляемая мощность не более
4 кВт; диаметр вала иасоса 40 мм; длина проточной части уплотнения ие
более 120 мм.

При расчете лабиринтно-винтового уплотнения за исходную характе-
ристику принимаем характеристику рабочих органов с треугольной формой
нарезок, показанную на рис. 25.6. Эта нарезка имеет угол а=75°40', соот-
ветствующий области наибольших значений коэффициента напора к
(см. рис. 35).

По характеристике иа рис. 25,6 при (?м=0 и пм=2900 об/мин опреде-
ляем Дрм = 1,8 МПа; Мм = 5 кВт. Размеры нарезок винта и втулки следую-
щие: Дм = 100 мм; /м = 150 мм; 5м=80 мм; гм=27; бм=0,65 мм; Лм = 3,8 мм.
Из условия ограниченности размеров уплотнения в осевом и радиальном
направлениях принимаем трехступенчатый вариант уплотнения с длиной
проточной части 1=110 мм и диаметрами ступеней (Л=61 мм; й2=68 мм
и </3=75 мм (рис. 85).

Сохраняя форму и размеры выступов нарезок, пересчитываем перепад
давления и мощность модели на диаметр и длину третьей ступени уплотне-
96
НИЯ (</3=75 мм; /=110 мм) и частоту вращения вала п=5800 об/мии;
Учитывая, что число заходов иарезки при этом уменьшается в отноше-

нии б/м/б/3) по формуле (47) получим

&Рм — &Рм I
‘м

По формуле (48) имеем

Чтобы увеличить перепад давления и умень-
шить потребляемую уплотнением мощность,
изменяем размеры иарезок. Сохраняя диамет-
ры ступеней уплотнения и форму профиля на-
резок, уменьшаем высоту выступов Л до 1 мм.

Из условий сборки и установки уплотнения
в иасосе выбираем диаметральный зазор во
всех ступенях равным 6=0,3 мм.

С изменением Н и 6 изменяется коэффи-
циент напора нарезки. Для его оценки обра-
тимся к кривой 3 на рис. 38. Для модель-
ной нарезки с Лм = 3,8 мм 6м/Лм = 0,17. По
кривой 3 для этого отношения определяем
(А/Ао,1)м = О,7. Соответственно для нарезки с
Л=1 мм и 6/Л=0,3 находим й/Аол=О,3. Чис-
ло заходов г3 иарезки третьей ступени равно
65.

Перепад давлений третьей ступени

Рис. 85. Схема трехступен-
чатого лабиринтно-винтово-
го уплотнения

Поскольку заданное давление воды перед уплотнением составляет 4,5 МПа,,
то оно практически полностью воспринимается третьей ступенью. Отсюда,
используя формулу (48), приближенно определим мощность, потребляемую
уплотнением:

Др

ЬРЫ

~ = 9 3_«_

^.м “ ’ 29’7

1
----= 3,7 кВт.
3,8

Подсчитаем предельный перепад давления уплотнения, когда его три:
ступени заполнены водой. Перепады давления, воспринимаемые первой и вто-
рой ступенями:

/ а, \2 / 61 V

Др1 = Др3(—-) =4,14(—— ) =2,74 МПа;

\ “з / \ '5 /

/ а, \2 / 68 \2

Др2 = Дрз ( --) =4,14 1-----) =3,4 МПа.

\ А3 / \ 75 /

Предельный перепад давления Др=ДР1+Др2+Дрз~ 10,3 МПа.

Расчет параметров уплотнения можно выполнить и другим методом.
Воспользовавшись формулой (47), определяем коэффициент напора модели
4л^мДрм 4-л-О,1-1,8-10е

---------------------- - —--------- _ О ОО
гм*мрт-м---------------------------27-0,15-1000 (15,2)2 ~ ’

Используя найденные значения &/&о,ь подсчитываем коэффициент напора
яарезки уплотнения

к = (к/к°-д ^ = 0,32,38= 1,02.

(*/*о,1)м °'7

По формуле (47) определяем перепад давления третьей ступени

Др3 =

1,02-65-0,11-10,2 (22,8)2
4-л-0,075

= 4,1 МПа.

По формуле (48) подсчитаем мощность, потребляемую уплотнением
при давлении 4,5 МПа. Считаем, что весь перепад давления воспринимается
третьей ступенью, а остальные две ступени заполнены воздухом.

Определяем

Гпрз = гагз ( Л+ —) = л-7,5 (0,1 +0,015) = 2,71 см2;

с1§а =

л-75

= 0,238.

Откуда М=4,5-10в-2,71-10~4-11,4-0,238-10-3=3^4 кВт.

Полученная мощность несколько меньше мощности, пересчитанной с мо-
дели (3,7 кВт), так как при ее вычислении не учтено трение жидкости
в каналах нарезок и дисковое трение. Кроме того, угол нарезки а был
принят несколько больше угла модели из-за необходимости округления шага
иарезки до ближайшего, имеющегося в токарных станках. Аналогично най-
дем предельную мощность уплотнения, потребляемую им при предельном
перепаде давления.

Принимаем округленные значения числа заходов и шага нарезок для
первой и второй ступеней:

2± = 56; = 48 мм; г2 = 65; в2 = 56 мм.

По формуле (48) получаем

ЛГ2 = 1,4 кВт, Л'2 = 2,22 кВт; Л'3 = 3 кВт;

Л7 = Л\ + Д’2 | А73 = 6,62 кВт.

20. Разработка и результаты испытания
лабиринтно-торцового уплотнения

При разработке конструкции трехступенчатого лабиринтно-
торцового уплотнения, расчет которого приведен в подразд. 19,
первоначальные эксперименты проводили с отдельными ступе-
нями уплотнения. Их испытания на воде показали, что пере-
пады давления, удерживаемые ступенями без утечки наружу,
значительно меньше расчетных. Особенно большая разница по-
лучилась для третьей ступени диаметром 75 мм. Это объясня-
ется образованием водовоздушной эмульсии в зазорах ступеней
уплотнения. При совместной же работе трех ступеней содержа-
ние воздуха во второй и третьей ступенях должно быть зна-
чительно меньшим.

Рис. 86. Детали лабиринтно-торцового уплотнения:

а — втулка 0 75X56X65 лев.; б — винт 0 75X56X65 прав, (наружная нарезка), 0 68Х
Х56Х65 лев. (внутренняя нарезка)

Рис. 87. Детали лабиринтно-торцового уплотнения:

а — втулка 068X56X65 прав, (наружная нарезка), 0 61X48X56 лев. (внутренняя на-
резка); б — вннт 0 61X48X56 прав.

Во время испытаний было установлено также, что несмотря
на достаточную точность центрирования винтов во втулках сту-
пеней, при давлении воды более 0,5 МПа наблюдались вибра-
ции винтов и задевание нарезок. Это явление было связано с
радиальными гидравлическими силами, действовавшими на вин-
ты при их смещениях.

После того, как на рабочей поверхности винтов были выпол-
нены кольцевые канавки, выравнивающие распределение дав-
ления по окружности винтов, их задевание и вибрации прекра-
тились. На рис. 86 и 87 показаны втулки и винты уплотнения.
Кольцевые канавки на винтах выполнены с шагом 14,5 мм. На
рис. 88 показано трехступенчатое уплотнение в сборе.

Рис. 88. Лабиринтно-торцовое уплотнение

Кроме отработки конструкции ступеней во время предвари-
тельных экспериментов проводили исследования стояночных уп-
лотнений с резиновой манжетой, с разрезными кольцами из уг-
леграфита и торцового типа.

Резиновая манжета имела утолщенную уплотняющую губку
и ограничительное кольцо, предохраняющее ее от чрезмерного
растяжения силами инерции. Несмотря на эти особенности кон-
струкции, во время испытаний манжеты на пуск-остановку при
давлении воды более 1,5 МПа происходили перегрев и потеря
герметичности манжеты.

Испытания на пуск-остановку проводили при частоте враще-
ния вала 5900 об/мин и давлении воды 1,0—1,5 МПа,.
После 615 пусков-остановок в манжете наблюдалась утечка
воды вследствие износа ее уплотняющей поверхности. Таким об-
разом, манжетное уплотнение оказалось непригодным для за-
данных условий.

Во втором варианте стояночного уплотнения манжета была
заменена разрезным кольцом, состоящим из нескольких кольце-
вых секторов. Кольцо из углеграфита марки 2П-1000, пропитан-
ного фенолформальдегидной смолой, устанавливали во вращаю-
щемся корпусе и по наружному диаметру закрепляли пластин-

чатой пружиной. При вращении
кольцевые секторы под действи-
ем сил инерции раздвигались и
не соприкасались с уплотняемой
цилиндрической поверхностью
втулки. После остановки пружи-
на прижимала секторы к уплот-
няемой поверхности.

Различные варианты уплотне-
ния этой конструкции, хотя и вы-
держивали пуски-остановки при
давлении до 4 МПа, не обладали
стабильностью работы и доста-
точной герметичностью. Их гер-
метичность в большой степени
зависела от перекосов кольца по
отношению к оси втулки, от
твердых частиц, содержащихся в

^777777777)/

Рис. 89. Схема стенда для ис-
пытания лабиринтно-торцовых
уплотнений

жидкости, и других причин.

Поэтому в дальнейшем был разработан третий вариант стояноч-
ного уплотнения — уплотнение торцового типа с центробежными
грузами, показанное на рис. 88.

Пара трения уплотнения состояла из вращающегося метал-
лического кольца 7 (с наплавкой торцовой рабочей поверхности
стеллитом марки В2К) и неподвижного углеграфитового коль-
ца 8 (из углеграфита марки 2П-1000, пропитанного фенолфор-
мальдегидной смолой). При вращении кольца 7 вместе с корпу-
сом 4 и грузами 3 последние нажимали на кольцо 7 и отодви-
гали его от кольца 8. В это время давление воды уже воспри-
нималось лабиринтно-винтовым уплотнением.

При остановках кольцо 7 снова прижималось пружинами 5
к кольцу 8. Суммарное усилие пружин составляло около 200 Н,
что примерно соответствует контактному давлению 0,4 МПа. По
расчету, при этих условиях уплотнение должно было открывать-
ся при 5000 об/мин вала.

Испытания лабиринтно-торцовых уплотнений описанной кон-
струкции (см. рис. 88) проводили на стенде, схема которого по-
казана на рис. 89.

При испытаниях на валу прибора 1 одновременно устанав-
ливали два узла уплотнения, что позволяло исключить действие
осевых гидравлических сил на вал. По конструкции уплотнения
были идентичными, за исключением направлений нарезок, кото-
рые были противоположными в соответственных ступенях уп-
лотнений.

Вал прибора устанавливали на двух шариковых подшипни-
ках и приводили во вращение через повышающую клиноремен-
ную передачу 2 электродвигателем 3 с частотой вращения
2950 об/мин и мощностью 20 кВт. Частота вращения вала при-
бора составляла 5800—6000 об/мин. Давление воды перед
уплотнениями создавалось плунжерным насосом 7, который за-
бирал воду из бачка 6.

Давление воды регулировали грузовым клапаном 5 и изме-
ряли электроконтактным манометром 4. Температура воды пе-
ред уплотнениями, регулируемая холодильниками 12 (см.
рис. 88), составляла до 4-30° С.

Мощность, потребляемую уплотнениями, измеряли электри-
ческим методом с помощью месскофера.

Каждое уплотнение размещено консольно на валу прибора
в корпусах 11. Втулки уплотнения 10 и 9 неподвижны, а 1 и 2
вращаются вместе с валом 6.

В задачу испытаний на описанном стенде входило определе-
ние мощности, потребляемой уплотнениями, предельного давле-
ния и пропускаемой утечки; проверка износостойкости, герме-
тичности и надежности стояночных уплотнений; йсследование
износостойкости (коррозионной и эрозионной) нарезок уплотне-
ния при длительной работе.

Из условий коррозионной стойкости на воде, особенно на.
воде с содержанием солей (например, на морской воде), в ка-
честве материала для втулок и винтов был выбран титановый:
сплав марки ВТ-1. Для предохранения нарезок от задевания
и задира на втулки и винты первой ступени (061 мм) напрессо-
вывали кольца (см. рис. 87) шириной 12 мм из бронзы марки
Бр. ОФ-10-1. Остальные детали уплотнений были изготовлены:
из стали марки 10Х17Н13М2Т.

Перед началом испытаний были измерены диаметральные за-
зоры 6 в ступенях уплотнений. Они составили для обоих уплот-
нений: 0,3 мм для первой (061 мм) ступени и 0,35 мм для вто-
рой (068 мм) и третьей (075 мм) ступеней.

При испытаниях сначала определяли предельное давление,,
выдерживаемое уплотнениями без видимой утечки. Оно соста-
вило для одного узла уплотнения 8 МПа,, а для другого 9 МПа.
Эти данные можно считать близкими к расчетным (см. под-
разд. 2).

Затем измеряли мощность, потребляемую уплотнениями при
различных давлениях воды. Зависимость мощности одного уп-
лотнения от давления показана на рис. 90. Теоретическая кри-
вая мощности (штриховая линия) расположена ниже экспери-
ментальной и имеет тот же характер зависимости. Различие кри-
102
вых объясняется дополнительными потерями на гидравлическое
трение на торцовых н гладких цилиндрических поверхностях
уплотнения, которые не учитывались в расчете.

Ресурсные испытания уплотне-
ний проводили при работе на воде
-с содержанием морской соли
40 г/л. В этой среде два уплотнения
проработали 2005 ч. Для проверки
работоспособности уплотнения ис-
пытывали при давлении 1 МПа —
88 ч; 2...2,5 МПа — 1462 ч;
4...4,5 МПа — 455 ч.

За период испытаний было про-
ведено 273 пусков-остановок стенда,
в том числе при давлении 1 МПа—
10; 2...2,5—195; 4...4,5 МПа —68.

При работе и на стоянке види-
мой утечки воды через уплотнения
не наблюдалось. Отложений солей

Рис. 90. Зависимость мощ-
ности, потребляемой лаби-
ринтно-торцовым уплотне-
нием, от давления

на выходе из уплотнения не было. В моменты пуска и остановок
при различных давлениях происходила незначительная утечка
воды из уплотнений в виде мелких брызг, которая затем быстро
прекращалась.

В связи с заменой приводных ремней вследствие их износа
и медных змеевиков холодильников (из-за сквозной коррозии)
за время испытаний уплотнения 3 раза подвергались полной
разборке. После этого сборка уплотнений производилась без
каких-либо дополнительных работ по их пригонке и т. п.

За время испытаний уплотнения 3 раза перегревались вслед-
ствие прекращения подачи воды в холодильники. При нормаль-
ной подаче водопроводной воды (около 5 л/ч на каждое уплот-
нение) температура поверхности их корпусов не превышала
+ 40° С.

По окончании испытаний было определено предельное дав-
ление, которое составило для одного уплотнения 8 МПа, а для
другого 6,5 МПа. Осмотр уплотнений показал, что ни коррозии,
ни эрозии нарезок не произошло. На нарезках втулок диамет-
ром 75 и 68 мм имелись следы касания. В одном из уплотнений
нарезки у ступени диаметром 75 мм слегка потемнели, что
можно объяснить перегревами уплотнений.

Диаметральные зазоры в ступенях обоих уплотнений равны:
в ступенях диаметром 61 мм — 0,3...0,35 мм; 68 мм — 0,45 мм;
75 мм — 0,5 мм.

Таким образом, увеличение радиального зазора между вы-
ступами нарезок в результате их износа составило около 0,1 мм.

При осмотре стояночных уплотнений было установлено, что
рабочая поверхность металлических колец, наплавленная стел-
литом, — блестящая с незначительными кольцевыми рисками..
Линейный износ углеграфитовых колец равен 0,08—0,1 мм.

В целом детали уплотнений были в хорошем состоянии, до-
пускающем дальнейшее их использование.

21. Конструкции лабиринтно-винтовых уплотнений

и других устройств

Примером практического использования лабиринтно-винто-
вых уплотнений на чистых средах можно считать уплотнения ва-
лов насосов для жидкого кислорода и конденсатных насосов.

На рис. 91 показано лабиринтно-винтовое уплотнение с тор-
цовым стояночным уплотнением вала лопастного насоса для
жидкого кислорода. Давление кислорода перед уплотнением:
0,35—0,4 МПа, его температура —200° С. Частота вращения ва-
ла насоса 2950 об/мин.

Уплотнение имеет нарезки треугольной формы с диаметром
(1= 150 мм, высотой й = 3 мм, шагом 5=112 мм и числом захо-
дов г = 45.

Стояночное уплотнение снабжено пневматическим приводом
для выключения его из работы. Уплотнение обеспечивает до-
статочную герметичность насоса и надежность его работы.

На рис. 92 показано лабиринтно-винтовое уплотнение вала
конденсатного насоса. Во время работы насоса вытекание воды;

Рис. 91. Лабиринтно-винтовое уплотнение вала насоса для жидкого кисло-
рода:

1 — сигнализатор; 2 — стояночное уплотнение
в месте выхода вала из корпуса предотвращается трехступенча-
тым лабиринтно-винтовым уплотнением. При остановках насоса
включается стояночное уплотнение, выполненное в виде враща-
ющейся резиновой манжеты с утолщенной губкой.

Рис. 92. Лабиринтно-винтовое уплотнение вала конденсатного насоса

Примером применения лабиринтно-винтового уплотнения для
жидкости, содержащей твердые частицы, может служить уплот-
нение осевого насоса, перекачивающего аммонизированную
пульпу в контуре выпарного аппарата в производстве фосфор-
ных удобрений (рис. 93). Химический состав уплотняемой сре-
ды: экстракционная фосфорная кислота с концентрацией 55%,
содержащая кремнефтористоводородную кислоту и гипс —
40 г/л. Температура среды 70...90° С, давление перед уплотне-
нием 0,3 МПа. Частота вращения вала насоса 750 об/мин.

В качестве динамического уплотнения вала используется од-
ноступенчатое лабиринтно-винтовое уплотнение, в которое пода-
ется техническая вода под давлением 0,03—0,05 МПа. Тем са-
мым предотвращается не только вытекание агрессивной среды
наружу, но и загрязнение окружающего воздуха ее парами, вред-
ными для здоровья обслуживающего персонала. При этом неко-
торое количество воды попадает в насос.
При остановках герметизация вала автоматически осуществ-
ляется плоской резиновой манжетой, прижимающейся к торцу
втулки. Кроме того, на наружном конце уплотнения имеется вто-
рое стояночное уплотнение в виде прокладки из фторопласта-4,.

Рис. 93. Лабиринтно-внитовое уплотнение вала осевого насоса

которая затягивается вручную с помощью шпилек, сдвигающих,
втулку уплотнения в сторону прокладки. Эксплуатация уплот-
нений данной конструкции, разработанной в УКРНИИхиммаш,.
показала их высокую герметичность, надежность и износостой-
кость.

Лабиринтно-винтовые уплотнения использовались также в
производстве синтетического каучука, на дивиниле, алфаметил-
стироле и других жидкостях [7].

Ряд конструкций лабиринтно-винтовых уплотнений валов на-
сосов, перекачивающих агрессивные среды, приведен в рабо-
те [12].

Благодаря компактности и сравнительно высоким напорам
лабиринтно-винтовые устройства нашли также применение в ка-
честве встроенных насосов для охлаждения уплотнений и созда-
ния давления в гидростатических подшипниках и пятах.

На рис. 94 показано торцовое уплотнение вала насоса фир-
мы «Бургманн» (ФРГ), предназначенное для работы при высо-
ких параметрах по давлению и скорости скольжения [19]. Для
охлаждения пары трения 4, 5 торцового уплотнения применено
лабиринтно-винтовое устройство 8, нарезки которого выполнены
непосредственно на вращающемся кольце уплотнения и на не-
подвижной втулке. При вращении вала жидкость, окружающая^
106
уплотнение, под действием нарезок интенсивно омывает пару
трения через зазор 6 и, циркулируя через отверстие 1, холо-
дильник 3, фильтр 2 и отверстие 7, охлаждается и очищается.

Рис. 94. Система охлаждения
торцового уплотнения с по-
мощью встроенного лабиринтно-
го насоса [19]

Рис. 95. Одиосторонияя (а) и
дифференциальная (б) гидроста-
тические пяты с встроенными ла-
биринтными насосами [9]

Фирмой «Бургманн» [19] разработаны также аварийные тор-
говые уплотнения для валов главных циркуляционных насосов
атомных электростанций, в конструкции которых используются
.лабиринтно-винтовые рабочие органы. При нормальной работе
-основного уплотнения вала насоса аварийное торцовое уплотне-
ние не работает (стык пары трения открыт). При аварийной
утечке жидкости через основное уплотнение она заполняет ка-
меру аварийного уплотнения и попадает на нарезки лабиринт-
но-винтового устройства, выполненного на подвижном элементе
этого уплотнения. Возникающая при этом реакция гидравличе-
ской силы перемещает подвижной элемент уплотнения в осе-
вом направлении и закрывает стык пары трения аварийного уп-
лотнения. Тем самым предотвращается вытекание рабочей жид-
кости с радиоактивными свойствами наружу.

На рис. 95 схематично показаны конструкции односторон-
ней (а) и дифференциальной (б) гидростатических пят с встро-
енными лабиринтными насосами [9]. Насосы создают давление
жидкости, действующее на кольцевые поверхности пят, в ре
зультате чего они могут воспринимать осевые силы.

Рис. 96. Герметичный насос, гидростатические подшипники которого питают-
ся лабиринтными насосами

Жесткость силовой характеристики пят зависит от жестко-
сти гидравлических характеристик Н(ф) дросселирующих коль-
цевых щелей и лабиринтного насоса.

На рис. 96 показан герметичный центробежный насос, в ко-
тором применена пята со встроенным лабиринтным насосом,
108
и дополнительный лабиринтный насос, питающий радиальные
гидростатические подшипники. Винт этого насоса выполняет
одновременно роль разгрузочного поршня, уравновешивающего
осевую гидравлическую силу, возникающую при работе центро-
бежных ступеней.

В ЛЕННИИхиммаше были разработаны также промывные
аппараты для интенсификации промывки суспензий, состоящие
из ротационного аппарата, лопастного и лабиринтного насосов,
смонтированных на общем валу; лабиринтно-винтовые уплотне-
ния рабочих колес центробежных герметичных насосов (вме-
сто щелевых уплотнений с гладкими стенками).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Лабиринтно-винтовые насосы и уплотнения получают все
большее распространение в промышленности, особенно в тех ее
областях, где ведутся работы с агрессивными средами и требу-
ются сравнительно высокие напоры при малых подачах. Это,
во-первых, объясняется простотой их формы и возможностью-
изготовления рабочих органов из металлов и неметаллов. Во-
вторых, при их использовании в качестве насосов по энерго-
экономическим показателям они конкурентоспособны с центро-
бежными и вихревыми насосами в области низких значений
коэффициента быстроходности (п81=С30).

Лабиринтные насосы значительно проще в изготовлении, чем
вихревые, и благодаря особенностям рабочего процесса и отсут-
ствию механического трения деталей область их возможного
применения на агрессивных средах значительно шире.

Эти же особенности конструкции, принимая во внимание ее
компактность, позволили в ряде случаев эффективно использо-
вать лабиринтно-винтовые устройства в качестве уплотнений
вращающихся валов.

Исследования показали, что такие уплотнения можно приме-
нять при высоких давлениях жидкостей и больших частотах
вращения валов, причем воспринимаемый ими перепад давления
возрастает приблизительно пропорционально квадрату частоты
вращения вала.

Особенностью рабочего процесса лабиринтно-винтового уст-
ройства является сильная турбулизация среды в зазоре между
нарезками винта и втулки, что позволяет применить его для
создания вакуума путем образования и перекачивания газожид-
костной эмульсии.

На этом основании перспективно создание лабиринтно-вин-
товых смесителей для жидкостей, газов, суспензий и т. п.

Компактность конструкции и возможность получать сравни-
тельно высокое давление жидкостей позволили применить ветро-
енные лабиринтно-винтовые устройства для циркуляции жидко-
стей в камерах торцовых уплотнений, для создания давления в
гидростатических подшипниках и в других случаях.

Приведенные результаты теоретико-экспериментальных ис-
следований лабиринтно-винтовых устройств и разработок их кон-
струкций не являются исчерпывающими. Необходимы дальней-
шие изыскания оптимальных профилей нарезок с точки зрения
их энергетических показателей, а также износостойкости по от-
ношению к абразивным частицам.

Весьма сложной и мало изученной областью является рабо-
та лабиринтно-винтовых устройств на газожидкостных эмульси-
ях, на жидкостях с большой кинематической вязкостью, суспен-
зиях и неньютоновских жидкостях, которые используются в раз-
личных производствах химической промышленности.
1. Баренбойм А. Б. Влияние свойств жидкостей на рабочие и кавита-
ционные характеристики лопастных иасосов. Автореф. дис. на соиск. учен,
степени канд. техн. наук. Одесса, 1965. 19 с. (ОТИХП).

2. Бондаренко Г. А., Черепов Л. В. Исследование влияния некоторых
конструктивных параметров на работу лабиринтного компрессора.—Труды
Николаевского кораблестроительного института. Николаев, НКИ, 1974,.
вып. 86, с. 97—101.

3. Васильцов Э. А. Бесконтактные уплотнения. Л.: Машиностроение-
1974. 160 с.

4. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы/
Т. М. Башта, С. С. Руднев, Б. Б. Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1970.
504 с.

5. Голубев А. И. Лабиринтные насосы для химической промышлениости-
М.: Машгиз, 1961. 73 с.

6. Голубев А. И., Зозуля И. И. О рабочем процессе лабиринтного на-
соса.—Труды ВНИИГидромаш. М.: Энергия, 1980, вып. 51, с. 20—26.

7. Задорский М. В. Уплотнение валов насосов. — Химическое и нефтяное
машиностроение, 1965, № 3, с. 6—7.

8. Исследование вопросов создания и применения насосов лабиринтного
типа, работающих иа диссоциирующем теплоносителе/В. Б. Нестеренко,.
А. П. Пименов, Б. И. Ломашев и др. — Изв. АН БССР. Физико-энергетиче-
ские науки, 1975, № 1, с. 54—60.

9. Конструкция и эсплуатация центробежных герметичных иасосов/
В. В. Бурении, Д. Т. Гаевик, В. П. Дроиов, В. В. Иванов. М.: Машиностро-
ение, 1977. 152 с.

10. Краев М. В., Овсянников Б. В., Шапиро А. С. Гидродинамические
радиальные уплотнения высокооборотных валов. М.: Машиностроение, 1976.
104 с.

11. Михайлов А. К., Малюшенко В. В. Конструкция и расчет центробеж-
ных насосов высокого давления. М.: Машиностроение, 1971. 303 с.

12. Мясковский Е. Г. Исследование лабириитно-виитового уплотнения для
вращающихся валов центробежных химических иасосов. Автореф. дис. иа-
соиск. учен, степени канд. техи. наук. М., 1965, 18 с. (МИХМ).

13. Спасский К. Н., Шаумян В. В. Новые иасосы для малых подач и
высоких напоров. М.: Машиностроение, 1972. 160 с.

14. Щеглов Г. М. Самовсасывающие центробежные иасосы. М.:
ЦИНТИхимиефтемаш, серия ОС-1Х, 1964. 20 с.

15. ВП^еп Е., Ак^ип^ог А. С. ТИе 1игЬи1еп! боиЫе зсгелу ршпр-Шеогу
ап<1 ехрептеп!. Рарег С4. 6111 1п1егпа1юпа1 СопГегепсе оп Р1ш<1 8еаНп§,_
ВНКА, СгапПеЫ, Ве<Иог<1, Еп^апй, 1973, рр. 45—60.

16. Вооп Е. Г., Та1 8. Е. НубгобупагшзсЪе В1сЫип§ 1йг гоНегепбе АМе1-
1еп. СИегше—1п(тешеиг ТесЬшк, 1959, И. 3, 8. 10—48.

17. 6гаЬо\у О. 13п1ег8ис1шп(теп ап ешег ЕаЬупп111ритре. МазсЫепепЬаи-
1есИп1к, 13 ЛаИг^ап^. НеИ 1, 1964, 8. 12—15.

18. Кагоху К. СопсепШс боиЫе зсгеху 8еа18 \уИЬ 1аттаг По\у. Рарег
В4. 5111 1п1егпаНопа1 СопГегепсе оп Е1ш<1 8еа11п(г, ВНКА, СгапПеШ, Ве<Иог<1,
Еп§;1ап(1, 1971, рр. 41—58.

19. Мауег Е. Ах1а1е О^Ппп^ЛсМип^еп. ЕйпИе АиПа^е. ПйззеМогГ,
УБ1—Уег1а§ ОтЬН, 1974. 285 8.

20. МсОгет» Л. М., МсНи^Ь Л. В. Апа1у818 апд 1ев1 о! 1Ье зсгеху веа! т
1аттаг ап<1 1игЬи1еп1 орегаНоп. — ТгапзасНопз А8МЕ, 1965, 087, Ы1„
рр. 153—162.

21. Развеса Сопсеп1пс—гиптп(с 8сге\у У18со811у 8еа18 т 1апипаг Помг.
Рарег В6.51Н 1п1егпа1юпа1 Сот'егепсе оп РТи1с1 8еа1ш§, ВНКА, ОгапНеН^
ВесДогб, Еп§1ап<1, 1971, рр. 57—88.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение .............................................................3

Глава I. Рабочий процесс лабиринтного насоса..........................7

1. Общая схема движения жидкости в иасосе......................7

2. Рабочая характеристика насоса . . ....................10

3. Оценка влияния трения жидкости о стенки....................14

4. Утечки в лабиринтном насосе.............................. 15

5. Влияние входа и выхода на характеристику иасоса . . . 17

6. КПД лабиринтного насоса......................' . . . . 18

7. О зависимости коэффициента напора от геометрических и других
параметров насоса............................................. 20

8. Другие теории рабочего процесса лабиринтного насоса . . 22

Глава II. Экспериментальные характеристики дабиринтно-виитовых рабо-
чих органов..........................................................24

9. Методика проведения экспериментов.........................24

10. Экспериментальные характеристики и их сравнение с расчет-
ными .........................................................26

11. Влияние угла, формы, зазора и числа заходов нарезки на
коэффициент напора............................................41

12. Форма отвода и кавитационные характеристики лабиринтного
насоса........................................................50

Глава III. Исследование особенностей работы лабириитно-винтовых
уплотнений и насосов ................................................55

13. Влияние вязкости, плотности и содержания абразивных частиц
в жидкости на рабочую характеристику насоса . . . .55

14. Особенности работы лабириитно-винтовых уплотнений . . 59

15. Самовсасывание лабиринтных насосов.........................61

16. Расчет характеристики лабиринтного насоса, перекачивающего
газожидкостную эмульсию..................................... 67

Глава IV. Методика гидравлического расчета и конструкции лабиринт-
ных насосов..........................................................70

17. Методика расчета характеристики насоса.....................70

18. Конструкции насосов .......................................73

Глава V. Методика гидравлического расчета н конструкции лабиринтно-
винтовых уплотнений и других устройств...............................94

19. Гидравлический расчет уплотнений...........................94

20. Разработка и результаты испытания лабиринтно-торцового
уплотнения.....................................................98

21. Конструкции лабиринтно-винтовых уплотнений и других уст-
ройств ...................................................... 104

Заключение . ...............................................109

‘Список литературы..................................................111