Текст
В. М. Черкасский
НАСОСЫ
ВЕНТИЛЯТОРЫ
КОМПРЕССОРЫ
Допущено Министерством высшего и
среднего специального образовании СССР
в качестве учебника для теплоэнергети-
ческих специальностей высших учебных
заведений
МОСКВА «Э ВЕРГИ Я» 1977
6П5.7
4-45
УДК [621.51+621.63 + 621.65](075.8)
Черкасский В. М.
4-45 Насосы, вентиляторы, компрессоры. Учебник для
тепло э 11 е р г с г 11 ч е с к; i х сне н i1 а л ь 11 о с т ей в у зов. М.,
«Энергиям, 1977.
12 1 е. с ii.i.
Книга написана в со-ггвегствпп с программами курсов «Насосы,
компрессоры, вентиляторы» и «Гидромеханика и насосы» для экс-
нл уата пионы и х спецпал ьлостей энергетических вузов и факультетов.
В книге рассмотрена классификация машин для подачи жидкостей и
[а +п, изложены кратко основы теории этих машин, освещены вопросы
ориентир точных аэродинамического и гидродинамического расчетов
н-Ч'.оторых типов насосан и iujm п ре.ссоров. В пределах, ограниченных
объемом программ, в книге рассмотрены конструкции машин и их
элементов. Уделено внимание некоторым новым оригинальным кон«
. т ру :• ни ям м а шип .
Книга предназначена служить учебником для студентов тепло-
энергетических спениал! л остей энергетических вузов и может быть
использована инженерно-техническим персоналом промышленности.
30303—453
051(01)—77
6П5.7
с
Пздате.'Вг.зтво «Энергиям. 1977 г-
ПРЕДИСЛОВИЕ
Книга предназначена для изучения дисциплин «На-
сосы, вентиляторы, компрессоры» и «Гидромеханика и
насосы» студентами эксплуатационных теплоэнергетиче-
ских специальностей высших учебных заведений.
В книге излагаются основы теории и рассматривают-
ся конструкции машин, применяющихся для подачи
жидкостей и газов в станционной и промышленной теп-
лоэнергетике.
Содержание книги основывается на официальных
программах указанных учебных дисциплин и материа-
лах автора, опубликованных издательством «Энергия»
в учебном пособии: В. М. Черкасский, Т. М. Романова,
Р. А. Кауль «Насосы, компрессоры, вентиляторы»
в 1962 и 1968 гг.
Методика изложения определяется сорокалетним
опытом преподавания этих дисциплин автором на теп-
ловых факультетах Ивановского энергетического инсти-
тута имени В. И. Ленина.
Характерной особенностью книги является попытка
объединения теорий насосов и вентиляторов и слитного
изложения их в общих разделах «Основы теории»
(гл. 3 и 6).
Вопросы теории и конструкций компрессорных ма-
шин излагаются в отдельном разделе «Компрессорные
машины» (часть IV). Это объясняется специфичностью
рабочего процесса компрессоров, включающего термоди-
намические явления.
Развитие теплоэнергетических установок промышлен-
ных предприятий и блочных ТЭС в последнее время
побудило автора ввести в книгу сведения по герметич-
ным насосам, вентиляторам и насосам мощных ТЭС, оп-
позитным компрессорам и другим специальным машинам.
3
Все размерные величины даны в системе СИ.
Автор выражает глубокую благодарности доктору
техн, наук А. И. Шерстюку за критические замечании
и ценные указания, сделанные, им в течение длительного-
периода работы автора над материалом рукописи.
Рецензии па рукопись, данные кафедрой комнрессо-
ростроения Ленинградского политехппче ского института
им. М. И. Калинина и кафедрой гидравлики Саратов-
ского политехнического института, содержащие много
цепных критических замечаний, побудили автора ввести
в рукопись ряд изменений л донолнений'.
Автор искренне благодарит руководите пл рецензи-
рования доктора техн, наук, проф. К. П. Селезнева
(ЛПИ), доктора техн, паук, проф. Л. И. Высоцкого.
(САрПИ), сотрудников кафедр доцентов Б. С. Фотина..
М. И. Полякова, Г. С. Сапрыкина за большую работу
по рецензированию, существенно повлиявшую на новы
шение научного и методического уровня книги.
С особой признательностью автор отмечает серьез-
ную работу по научному и методическому редактиро-
ванию книги, выполненную доцентом Московского инсти-
тута химического машиностроения А. К- Михайловым,
Отзывы, предложения и замечания по книге просьба
посылать по адресу: 113114 Москва, М-114, Шлюзовая
наб., 10, издательство «Энергия».
Автор
ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
И ЕДИНИЦЫ ИЗМЕРЕНИИ
Геометрические величины
г, R, м, мм — радиусы сечений, рабочих кодес, отводов; рас-
стояния точек в потоках от условного центра;
d, D, м. мм — диаметры сечений, рабочих колес;
ft, м, мм—ширина лопасти, длина хорды профиля;
В, м, мм — ширина решетки лопастей;
!. м, мм — длина лопасти;
1, м, мм — шаг лопастей решетки;
Н, 2, м — высота; напор;
6, мм — размер зазора (ширина щели);
S, м, мм — ход поршня;
со, °. м2— площадь сечения, площадь поршня;
К м3 — объем жидкости, газа;
Ру, град — угол установки лопасти в решетке Гугол между
хордой профиля лопасти и фронтальной линией решетки);
рл, град — угол между осью решетки п касательной к средней
линии профиля: угол между отрицательным направлением окруж-
ной скорости и касательной к средней линии профиля (для центро-
бежных машин);
0, град — угол изогнутости профиля; угол расхождения диф-
фузора или схож,тения конфузора;
Ар, град — изменение углов; разность двух соседних значений
углов;
2, i — количество лопастей, ступеней, цилиндров.
Кинематические величины
<о, рад/с. 1 /с — угловая скорость;
£, м/с2 — ускорение свободного падения;
с, и, w, м/с — соответственно абсолютная, окружная, относи-
тельная скорости;
Ас, Лк, м б- изменения скоростей или их проекций;
а, грая — угил между окружной и абсолютной скоростями
в параллелограммах или треугольниках скоростей;
Р, град — угол между отрицательным направлением окружной
скорости и вектором относительной скорости (для центробежных
машин); угол между отрицательным направлением относительной
скорости и осью решетки (в осевых машинах);
I, град — угол атаки при натекании жидкости (газа) на ло-
пасть;
5
О', град —угол отставания при сходе жидкости (газа) с ло-
пасти;
Г, м2/с— циркуляция скорости:
v, м2/с, см2/с — кинематический коэффициент вязкости жидко-
сти, газа;
п, об/мин — частота вращения вала (ротора) машин;
а, м/с— скорость звука.
Механические величины
Р. II — сила;
М, Н-м (Ньютон • метр)—момент силы:
N, Дж/с, Вт, кВт. л. с. — мощность;
Е, Дж (джоуль) —энергия.
Аэродинамические и термодинамические
величины
fi, кг/м3 — плотность (масса одной кубической единицы объ-
ема жидкости, газа);
у, Н/м3—удельный (объемный) вес жидкости, газа;
о, м3/кг — удельный объем (объем одной единицы массы или
веса) жидкости, газа;
р, Па — давление жидкости, газа;
Q, м3/с, м3/мин, м3/ч—объемная подача (расход);
М, кг/с, кг/мин — массовая подача (расход);
L, Дж/кг— энергия единицы массы жидкости, газа; удельная
работа;
h, м — потери па нора жидкости, газа:
Т — абсолютная температура, К;
О, Дж — количество тепла:
q, Дж/кг— удельное количество тепла, жидкости, газа;
с, Дж/(кг-К) —удельная теплоемкость;
Л, Дж/кг — удельная работа термодинамического процесса;
S. Дж/(кг-1\) —удельная энтропия:
k—показатель изоэптропного процесса;
п—показатель политропного процесса;
4, Дж(кг-К) — энтальпия.
Коэффициенты и относительные величины
т) — к, п, д. машины, ступени, проточной части:
р — степень реактивности;
J — коэффициент местной потери энергии;
и — коэффициент заполнения сечения активным потоком-, коэф-
фициент закрутки потока:
v — втулочное отношение;
т — относительный шаг профилей в решетке:
г — густота решетки профилей;
сх, cv аэродинамические коэффициенты лобовой и подъем-
ной сил:
<р — коэффициент расхода;
ф — коэффициент напора;
Re, Fr. Ен. М. Sh — соответственно числа (критерии) подобия
Рейнольдса, Фру.та. Эйлера, Маха. Струхала:
X—объемный коэффициент; коэффициент потери энергии, рас-
пределенной по длине;
6
е — степень повышения давления;
а—относительная величина объема мертвого пространства
поршневого компрессора;
6 — коэффициент (масштаб) подобия.
Индексы, их значения
г — радиальный (спроектированный на радиус);
а — осевой (спроектированный на ось машины);
и — тангенциальный (спроектированный на линию окружной
скорое! и);
л — лопастный (относящийся к лопасти машины);
и — nojcaiii.ii'i;
т — теоретический;
ск — скоростной;
ст — статический; относящийся к ступени;
г— геометрический; гидравлический;
1, 2, 3... —относящийся к сеченшм —первому, второму,
третьему...
СО— эквивалентный; бесконечный; приблизительный;
опт — оптимальный (относящийся к режиму с максимальным
к. и. д.) экономически наивыгоднейший;
вн — внутренний; относящийся к внутреннему процессу ма-
шины;
к — относящийся к корпусу; конечр ыя;
м — модельный (относящийся к .модели машины); механиче-
ский;
н — натурный (относящийся к натурной конструкции); относя-
щийся к началу процесса;
о — объемный;
вс — относящийся к всасыванию;
доп — допустимый;
кр — критический;
макс — максимальный;
мин — минимальный;
per — относящийся к режиму регулирования машины;
— относящийся к за торможеяниме потоку;
а — адиабатный;
п, пол—политропный; полный;
is — изоэнтроппый;
i— внутренний (индикаторный);
е — эффективный;
// — относящийся к подъемной силе,
х — относящийся к лобовой силе;
в — относящийся к валу машины.
ВВЕДЕНИЕ
Книга содержит основы теории, обзор конструкций и
сведения по эксплуатации машин для подачи жидкостей
и газов. В современной технике эти машины подразде-
ляют на насосы, компрессоры, нагнетатели и вентилято-
ры, причем насосами называют машины для подачи
только жидкостей Е
История создания первых насосов уходит в далекое
прошлое. Простейшие типы насосов (поршневых) были
известны и применялись еще во времена Аристотеля
(IV в. до н. э.). Водоподъемные машины, приводившие-
ся в действие силой людей и животных, применялись
в Египте за несколько тысячелетий до пашей эры.
Как следует из сочинений итальянского зодчего Ви-
трувия, водяные поршневые насосы широко применялись
в Римской империи еще в царствование Цезаря Августа
(I в. до н. э.).
Машины для перемещения воздуха и газов появились
значительно позднее. Изобретение воздушного поршне-
вого насоса связано с именем германского физика Отто
Герике (1640 г.).
Изобретателем центробежного насоса является, по-
видимому, итальянец Джиованни Жордан, давший пер-
вый рисунок такого насоса; изготовление первого про-
стейшего центробежного насоса приписывается Депи Па-
пину (1703 г.).
Внедрение насосов в промышленность России было
непосредственно связано с горнорудным делом. Уже
в XVIII в. К. Д. Фролов и другие мастера горного дела
применяли установки с поршневыми насосами для целей
водоотлива из шахт п промывания россыпей. Источии-
1 См. ГОСТ 17398-72.
8
ком двигательной силы здесь обычно являлась энергия
воды, использовавшаяся при помощи водяных колес.
Последующее, более широкое распространение насо-
сов в промышленности было обусловлено введением
в производство паровых и, позднее, электрических дви-
гателей.
Важную роль в развитый насосостроения сыграл
электрический двигатель трехфазного тока, удобно
сопрягающийся с центробежными и осевыми насо-
са мп.
В 1832 г. инж. А. Саблуков предложил конструкцию
центробежного вентилятора для целей вентилирования
заводских помещений н шахт. А. Саблуков явился пер-
вым теоретиком и практиком вентиляторостроенпя.
Основное теоретическое уравнение центробежной .ма-
шины было дано 61. Эйлером во второй половине Will в.
(см. § 3-2).
Теоретические работы О. Рейнольдса (Англия),
Л. Прандтля (Германия) и выдающиеся научные труды
Н. Е. Жуковского (Россия), относящиеся к концу XIX—
началу XX вв., привели к созданию современной научной
основы насосостроения.
Особое значение имели работы Н. Е. Жуковского
«Видоизменение метода Кирхгофа? и «Теория воздуш-
ных винтов». В первой из них дано теоретическое обо-
снование метода расчета подъемной силы крыла, рас-
пространяемого теперь на лопасти насосов и компрессо-
ров. Этот метод не только служит для расчета подъе.м-
ной силы лопастей машины, но и указывает пути разра-
ботки рациональных профилей лопастей современных
машин. Вторая отмеченная выше работа содержит тео-
рию и метод расчета пропеллеров. Эта работа легла
в основу теории осевых вентиляторов и насосов, раз-
работанной учениками Н. Е. Жуковского (К. А. Уша-
ков и др.).
Значение научной и организационной деятельности
Н. Е. Жуковского не может быть преувеличено. Им бы-
ли определены и разработаны важнейшие направления
развития современной гидроаэромеханики; учениками
его научной школы в СССР разрабатываются теорети-
ческие и практические вопросы современного насосо- и
турбостроения.
Исключительно большое значение для развития рас-
сматриваемой области машиностроения имела работа
9
Центрального аэрогидродинамического института
(ЦАГИ), организованного Н. Е. Жуковским в 1918 г.
В этом институте авиационного направления в течение
многих лет были сосредоточены исследования воздуш-
ных и гидравлических машин.
В настоящее время научно-исследовательская работа
по насосам, вентиляторам и компрессорам в СССР ве-
дется многими организациями. Основные из них:
ВНИИгидромаш, ВНИИкомпрессормаш, ЦАГИ им.
Н. Е. Жуковского.
Большие работы ведутся на специальных кафедрах
вузов — Ленинградского и Харьковского политехниче-
ских институтов, МВТУ им. Н. Э. Баумана и др.
Выдающееся значение имеют работы лабораторий
крупнейших научно-производственных объединений
Москвы, Ленинграда, Харькова.
Среди деятелей рассматриваемой области техники,
известных своими фундаментальными исследованиями и
разработкой методов расчета, могут быть названы:
И. И. Куколевский, Г. Ф. Проскура, А. А. Ломакин,
С. С. Руднев (насосостроепие), В. И. Поликовский,
М. И. Невельсон, К. А. Ушаков (вентиляторостроение),
В. Ф. Рис, М. Н. Френкель. К. П. Селезнев, 10. С. Подо-
буев, А. П. Гофлпн (комирессоростроепие).
Насосы, компрессоры п вентиляторы очень широко
распространены в промышленности и сельском хозяйст-
ве, и общая мощность привода их составляет около 20%
установленной мощности электростанций СССР.
Интенсивное развитие промышленности и сельскохо-
зяйственного производства требует создания новых кон-
структивных типов насосов, компрессоров и вентилято-
ров, расширения диапазона их рабочих параметров, уве-
личения их единичных мощностей.
Применительно к специальной энергетике разраба-
тываются уникальные герметичные насосы с подачей
500 м3/ч и напором 250 м. Для криогенной технологии
создаются герметичные насосы сжиженных газов с тем-
пературой 7.3 К.
Для блоков тепловых станций мощностью до
800 тыс. кВт разработан и введен в эксплуатацию весь
комплекс насосного оборудования.
Ведутся работы ио конструкциям и технологии изго-
товления питательных насосов для блока 1200 тыс. кВт
с мощностью привода около 25 тыс. кВт.
10
Для транспорта нефти по трубопроводам созданы
уникальные засосы с подачей до 10 000 м3/ч; в ближай-
шей перспективе выпуск насосов для магистральных
нефтепроводов с единичной подачей 24 000 м3/ч мощно-
ностыо привода до 20 000 кВт.
Развитие сельскохозяйственного водоснабжения и
оросительных систем привело к выполнению уникаль-
ных насосов с диаметром рабочего колеса до 3 м.
Для гидроаккумулирующих станций, существенно
повышающих экономичность электроэнергетических си-
стем, разработаны п построены обратимые машины—
насосотурбппы с мощностью па валу в десятки тысяч
киловатт.
В энергетических блоках тепловых электростанций
для подачи воздуха в топки котлоагрегатов, отсасыва-
ния дымовых газов и подачи их через трубы большой
высоты в атмосферу созданы уникальные конструкции
вентиляторов и дымососов с подачей до 900 тыс. м2/ч
п напором до 1000 мм вод. ст.
В технологических процессах химической и пищевой
промышленностей находят широкое применение ориги-
нальные конструкции насосов п неметаллических мате-
риалов п насосов со специальными покрытиями поверх-
ностен проточно!? части.
Широко применяются в промышленности компрессо-
ры различных типов для сжатия и перемещения по тру-
бопроводам воздуха и технических газов.
Сжатый воздух применяется в производстве для про-
ведения технологических операций при помощи пневма-
тических аппаратов и инструментов. Для этой цели ис-
пользуют обычно объемные компрессоры, а на крупных
заводах и центробежные.
В некоторых случаях при больших расходах сжатого
воздуха применяют осевые компрессоры, обладающие
высокой экономичностью и при большой частоте враще-
ния очень компактные.
Единичные подачи и мощности привода современных
компрессоров достигают больших значений. Так, для
металлургической и нефтехимической промышленностей
изготовлены центробежные компрессоры с мощностью
привода 50 000 кВт; для транспорта газов по магистраль-
ным трубопроводам применяют компрессоры природного
газа с приводом от газовой турбины мощностью около/
25 000 кВт.
11
ЧАСТЬ I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
ГЛАВА ПЕРВАЯ
КЛАССИФИКАЦИЯ. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ
1-1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
И ГАЗОВЫХ МАШИН
Насосами называют машины, предназначенные для
перемещения жидкостей и сообщения им энергии.
Работающий насос превращает механическую энер-
гию, подводимую от двигателя, в потенциальную, кинети-
ческую и тепловую энергию потока жидкости.
Вентиляторами называют машины, перемещающие
газовые среды при степени повышения давления до
1,15*.
Компрессоры — машины с искусственным, обычно во-
дяным, охлаждением, дающие степень повышения дав-
ления газа более 1,15.
Машины, работающие со степенью повышения дав-
ления газа более 1,15, по без искусственного охлажде-
ния, называют нагнетателями.
В противоположность насосам машины, превращаю-
щие гидравлическую энергию потока жидкости в меха-
ническую энергию, называют гидравлическими двигате-
лями.
В настоящее время в промышленности находят при-
менение так называемые гидропередачи — гидравличе-
ские устройства для передачи механической энергии
с вала двигателя на вал приводимой им машины. Ги-
* Степень повышения давления е — отношение давления газа
на выходе из машины к даи.ярпию его на входе.
12
дропередача состоит из насоса и гидравлического двига-
теля, совмещенных в одном конструктивном блоке. I и-
дравлические двигатели, насосы и гидропередачи состав-
ляют класс гидравлических машин.
Приводимая схема 2 дает представление о классифи-
кации гидравлических машин по энергетическому и кон-
структивному признакам, а на схеме / приведена клас-
сификация насосов по свойствам перемещаемой среды и
конструктивным признакам.
Гидравлические машины |
Гидравлические
доигатели
Насосы
ГчдраЬличег-
кие переда-
чи онере.иг
Гидро -
тур дины
Лопастные
[ Вихревые [
Центро-
бежные
Водяные
мо.песп.
Водостолдо-] [роторные
дые маашны\ I еадро-
(торшж (!ые )\ । моторы
Струйные
но л иные
Объемные
! Осебые ~|
торньР
I, । газлифты
Пнебпат
I
13
ного типа, называемых роторными. Типичным предста-
вителем этой группы насосов является пластинчатый на-
сос (рис. 1-5). Массивный цилиндр 1 с радиальными
прорезями постоянной ширины помещается эксцентрично
в корпусе 2. Вал цилиндра 1 через сальник выводится
из корпуса для соединения с валом двигателя. В проре-
зи цилиндра / вставляются прямоугольные пластинки <3,
отжимаемые от центра к периферии действием центро-
бежной силы. При вращении цилиндра 1 пластинки •?
производят всасывание через приемный патрубок 4 и
нагнетание через напорный патрубок .5 Насос является
реверсивным: при изменении направления вращения его
вала изменяется направление движения жидкости в тру-
бопроводах, присоединенных к насосу. Вал такого насо-
са может соединяться непосредственно с валом электро-
двигателя.
1-4. СТРУЙНЫЕ НАСОСЫ И ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ
ПОДЪЕМНИКИ ДЛЯ ЖИДКОСТЕЙ
Широкое применение в промышленности имеют насо-
сы струйного типа.
Принципиальная схема насоса струйного типа пред-
ставлена на рис. 1-6. Поток рабочей жидкости проходит
Рис. 1*6. Схема насоса струн-
ного типа.
Рис. 1-7. Схема пневма-
тического подъемника
для жидкостей.
через сопло 1. Сечение сопла по длине уменьшается,
поэтому постепенно увеличивается скорость потока. Ки-
нетическая энергия потока при этом возрастает, дости-
гая наивысшего значения на выходе его из сопла в ка-
меру 2. Повышение кинетической энергии потока обус-
16
Схема и способ действия вихревого насоса выясня-
ются из рис. 1-3. Жидкость поступает через патрубок /
на периферию рабочего колеса с лопатками 2 и, получая
от них энергию при движении по концентрическому ка-
налу 5, отводится в напорный патрубок 4.
Характерной особенностью вихревого насоса являют-
ся подвод и отвод жидкости па периферии рабочего ко-
леса.
1-3. ОБЪЕМНЫЕ НАСОСЫ
Работа таких насосов основана на всасывании и вы-
теснении жидкости твердыми телами (поршнями, пла-
стинами, зубцами), движущимися в рабочих полостях.
На рис. 1-4 показана схема поршневого насоса. Ци-
линдр 1 сопряжен с клапанной коробкой 2, в гнездах
которой расположены всасывающий и нагнетательный
клапаны 3 и 4. Поршень 5, движущийся в цилиндре воз-
вратно-поступательно, производит попеременно всасыва-
Рис. 1-4. Схема поршневого
насоса.
Рис. 1-5. Схема пластинчатого
роторного насоса.
ние из трубы 6 и нагнетание в трубу 7. Привод поршня
осуществляется от двигателя через кривошипно-шатун-
ный механизм или непосредственно. Скорость поршня
таких насосов ограничена действием инерционных сил.
Поэтому соединение их с высокооборотными электродви-
гателями затруднено. Кроме того, поршневые насосы
обладают неравномерностью подачи, обусловленной пе-
риодичностью движения поршней. Эти обстоятельства
привели к появлению насосов вытеснения вращатель-
15
1-2. ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
Эти машины представлены в современной промыш-
ленности тремя основными группами — центробежными,
осевыми и вихревыми насосами. Большое распростра-
нение их объясняется достаточно высоким к. п. д., ком-
пактностью и удобством комбинирования их с привод-
ными электродвигателями.
Схема центробежного насоса представлена на
рис. 1-1. Рабочее колесо насоса, несущее лопасти 1, за-
ключено в корпус 2 спиральной формы. При вращении
Рис. 1-1. Схема устройства
центробежного насоса.
Рис. 1-3. Схема вихревого
насоса.
колеса жидкость перемещается от центра центробежной
силой к периферии, выбрасывается в спиральную каме-
ру и поступает в напорный трубопровод. Через прием-
ное отверстие происходит всасывание жидкости.
На рис. 1-2 дана схема осевого насоса. Его лопасти
/ закреплены на втулке 2 под некоторым углом к пло-
скости, нормальной к оси. При вращении лопасти взаи-
модействуют с потоком жидкости, сообщая ей энергию
и перемещая ее вдоль осп насоса.
14
ловливает понижение давления в камере 2; под влияни-
ем разности атмосферного давления и давления в каме-
ре 2 жидкость поднимается от уровня 3 в камеру 2, где
опа захватывается струей рабочей жидкости, вытекаю-
щей с большой скоростью из сопла 1.
Смесь рабочей п перемещаемой жидкостей поступает
в расширяющийся патрубок 4 и далее но трубопроводу
в бак на высоту Я,-.
Коэффициент полезного действия струйных насосов
низок, но простота конструкции их и отсутствие движу-
щихся частей привели к их широкому применению. На-
сосами такого типа можно перемешать жидкости и газы.
Для подъема и перемещения жидкостей применяют
иногда пневматические подъемники, в которых неволь
зустся сжатый воздух или технический”газ.
Пневматическое устройство периодического действия
для подъема жидкости показано на рис. 1-7. Подъел;
жидкости из резервуара 1
в бак 3 на высоту Нг осу-
ществляется при помощи
компрессора К и пневма-
тического баллона 2. При
отключенном компрессоре
и открытых кранах а и б
пневматический баллон 2
заполняется жидкостью
из резервуара 1. Закрыв
краны а и б и включив
компрессор /С, вытесняют
жидкость через открытый
кран в из баллона 2 в
бак 3. Цикл подачи осу-
ществляется периодиче-
ски.
В промышленности
применяется воздушный
(газовый) подъемник
для жидкостей, извест-
ный под названием эр-
лифт или газлифт. Подт
няют, например, для пода
скважин. Схема такого подъемника дана на рис. 1-8.
В обсадную трубу 1 опущена водоподъемная труба 2.
Воздух из компрессора К по воздухопроводной трубке
Рис. 1-8. Схема работы эрлифта..
мники этого типа приме-
и воды и нефти из буровых
2—130
17
(показана пунктиром) поступает в самую нижнюю часть
водоподъемной трубы. Здесь пройдя через рассеиваю-
щий фильтр, воздух смешивается с водой, образуя в во-
доподъемной трубе водовоздушную смесь. Удельный вес
этой смеси меньше, чем удельный вес воды в кольцевом
цилиндрическом пространстве между стенками обсад-
ной и подъемной труб. По закону сообщающихся сосу-
дов между столбами тяжелой жидкости в обсадной тру-
бе и легкой смеси в подъемной трубе стремится устано-
виться равновесие. Глубина погружения подъемной тру-
бы под уровень жидкости может быть подобрана такой,
что высота столба смеси в подъемной трубе будет дости-
гать верхнего конца этой трубы или даже несколько
превышать его. Столб тяжелой, чистой воды в обсадной
трубе будет выдавливать вверх столб смеси по подъем-
ной трубе. При ударе об отбойный конус 4 смесь выде-
ляет воздух, а вода, освобожденная от воздуха, соби-
рается в резервуаре 3.
1-5. КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ ПО СВОЙСТВАМ
ПЕРЕМЕЩАЕМОЙ ИМИ СРЕДЫ И ОСНОВНЫМ
ПАРАМЕТРАМ
На схеме I приведена классификация машин по свой-
ствам перемещаемой ими среды. Для подачи газов, чи-
стой воды и растворов могут применяться все описанные
типы насосов.
Для жидкостей с большой
Рис. 1-9. График подач и напоров
водяных насосов различных ти-
пов.
вязкостью пользуются на-
сосами объемными п ло-
пастными. Смеси золы
или грунта с водой по
соображениям износа
трущихся частей машины
подаются обычно струй-
ными п лопастными на-
сосами.
Основными парамет-
рами каждого насоса яв-
ляются его подача и дав-
ление. Насосы принято
подразделять на группы
по величинам этих пара-
метров.
Каждому типу насосов
соответствуют определен-
18
ные области подач и давлений. Так, например, насосы
поршневые и роторные применяются при высоком давле-
нии и относительно низкой подаче. Это объясняется прин-
ципом действия таких насосов, позволяющих получать
малую подачу даже при весьма высоком давлении. Этого
нельзя сказать об осевых насосах, специально приспо-
собленных для подачи больших количеств жидкостей при
низких давлениях.
Используя величины иодач и напоров выполненных
конструкций насосов и нанося их в координатной систе-
ме Q—Н, можно получить график областей применения
различных типов насосов. Такой график для водяных
насосов представлен в логарифмической координатной
сетке на рис. 1-9*.
1-6. ОБЛАСТИ ПРОМЫШЛЕННОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ
РАЗЛИЧНЫХ НАСОСОВ
Наибольшее распространение в народном хозяйстве
получили лопастные насосы. Они применяются для по-
дачи жидкостей и газов. Создаваемый ими напор доходит
до 2500 м вод. ст. и выше, а подача до 100 000 м3/ч при
работе на жидкостях и до 1000 000 м3/ч при работе на
газах.
В теплоэнергетических установках для питания кот-
лов, подачи конденсата в систему регенеративного подо-
грева питательной воды, циркуляционной воды в кон-
денсаторы турбин, сетевой воды в системы теплофика-
ции применяются центробежные насосы. Техническое,
хозяйственное и противопожарное водоснабжение элек-
трических станций также основывается на применении
центробежных насосов.
В атомной энергетике применяются центробежные
насосы специальных конструкций обычного и герметич-
ного исполнений.
В последнее время в связи с ростом мощности паро-
вых турбин подачу циркуляционной воды в конденсато-
ры осуществляют осевыми насосами.
Центробежные вентиляторы больших подач и напо-
ров применяются в качестве дымососов и дутьевых вен-
тиляторов котельных агрегатов.
* Определения основных параметров насосов приведены
в § 2-1.
2* 19
Увеличение производительности котлов потребует пе-
реходи к тягодутьевым установкам осевого типа. Такие
машины в настоящее время уже применяются.
Из объемных насосов в теплоэнергетических установ-
ках применяются поршневые насосы для питания паро-
вых котлов небольшой паропроизводпччльноетн и как
дозаторы растворов для поддержания определенного со-
става котловой воды крупных парогенераторов ГРЭС.
Роторные насосы применяются в системах смазки и ре-
гулирования турбоагрегатов, крупных насосов и ком-
прессоров.
Струйные насосы используются для удаления воз-
дела из конденсаторов паровых турбин и в абонентских
теплофикационных вводах в качестве смесителей прямой
п обратной воды.
Поршневые компрессоры применяются для обдувки
поверхностей нагрева котельных агрегатов и снабже-
ния сжатым воздухом пневматического ремонтного
инструмента электростанций.
Эрлифты иногда употребляются на тепловых элек-
тростанциях для подъема воды из буровых скважин
основного или резервного хозяйственного водоснаб-
жен ня.
Еще более широко насосы всех видов применяются
в энергетическом хозяйстве промышленных предприятий.
Центробежные насосы употребляются здесь во всех си-
стема?; хозяйственного и технического водоснабжения,
а также для подачи различных химических реагентов,
растворов и масел в технологических схемах производ-
ства.
Центробежные компрессоры являются основным ви-
дом компрессорных машин в металлургическом и коксо-
химическом производствах, где они служат для подача
дутьевого воздуха и газов -- основных или побочных
продуктов производства. Эти машины получили широ-
кое распространение в системах дальнего газоснабжения
для транспортировки газов на большие расстояния.
Широкое применение имеют в промышленности цен-
тробежные и осевые вентиляторы. Все обширное венти-
ляционное хозяйство промпредприятий базируется глав-
ным образом па центробежных вентиляторах.
Осевые компрессоры применяют для. сжатия любых
газов при больших подачах. Эти машины широко ис-
пользуются в газотурбинных установках.
20
Что касается осевых насосов, то они получают все
большее распространение в промышленной теплоэнерге-
тике и постепенно вытесняют центробежные насосы из
областей высоких подач.
Пневматическое хоз я й ств о м е г а л л о обрабатывают!! х
а машиностроительных заводов получает энергию в ни-
те <жатого воздуха обычно От поршневых н реже от
роторных компрессоров.
В основной химической промышленности для синтеза
химических продуктов широко используют поршневые
компрессоры высокого давления.
Струйные насосы, газлифты и пневматические уста-
новки применяются для различных целей в химической
и нефтяной отраслях промышленности.
Центробежные и струйные насосы для подачи грун-
та- и золосмесей имеют распространение, в системах ги-
дрозолоудаления тепловых электростанции, при произ-
водстве земляных работ методом гидромеханизации и
в торфяной промышленности при разработке- залежей
торфа гидравлическим способом (гидроторф).
ГЛАВА ВТОРАЯ
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
2-1. ПОДАЧА, ДАВЛЕНИЕ, НАПОР И ЭНЕРГИЯ,
СОЗДАВАЕМЫЕ НАСОСОМ И ВЕНТИЛЯТОРОМ
Основными параметрами, характеризующими работу
насосов и вентиляторов, являются подача, напор и дав-
ление, ими создаваемые, а также энергия, сообщаемая
потоку их рабочими органами.
Подача—количество жидкости или газа, перемещае-
мое машиной в единицу времени.
При измерении подачи в единицах объема ж- назы-
вают объемной и обозначают обычно Q.
Соответственно в системе СИ введено понятие мас-
совой! подачи М — количества массы жидкости или газа,
подаваемых машиной в единицу времени:
ЛЬ- pQ, (2-1)
где р — плотность среды, кг/м3.
21
Пренебрегая незначительными утечками через не-
плотности, можно считать, что массовые подачи, вычис-
ленные по условиям всасывания и нагнетания в маши-
нах любого типа, одинаковы. Объемные же одинаковы
только в насосах — машинах, подающих практически
несжимаемую среду, и приблизительно одинаковы в вен-
тиляторах. В компрессорах в зависимости от создавае-
мого ими давления объемная подача при нагнетании
меньше, чем при всасывании, вследствие существенного
изменения удельного объема при повышении давления
газа.
В расчетах принято исчислять объемную подачу га-
зовых машин (компрессоров) при условиях всасывания
(иногда при нормальных условиях, т. е. при Г=273 К
и /7=760 мм рт. ст.).
Подача насоса (вентилятора, компрессора) опреде-
ляется его размерами, скоростями движения рабочих
органов и свойствами сети, в которую включен насос.
В соответствии с ГОСТ 17398-72 «Насосы. Термины
и определения» давлением насоса называют величинур,
определяемую зависимостью
Р /4 - /Л. + Р + Pg (2,< - z„), (2-2)
где и pLl—соответственно давления на выходе (ко-
нечное) и па входе (начальное), Па; р— плотность сре-
ды, подаваемой насосом, кг/м3; ск и — скорости среды
на выходе и входе в насос, м/с; гк и zu— высоты распо-
ложения центров тяжести выходного и входного сечений
насоса, м.
Выясним физическую сущность напора в соответст-
вии с основными положениями гидромеханики. Если
к всасывающему патрубку насоса, берущего жидкость
из емкости, расположенной выше его оси, приключить
трубку полного напора, то уровень жидкости в ней бу-
дет поднят на некоторую высоту над осью насоса. Эта
высота, называемая в гидромеханике полным напором,,
определяется соотношением
^и=—+^+z,r
н pfi. I 2g I н
Аналогично полный напор в выходном патрубке
Н = —Ч-—4-z
22
Полный напор, развиваемый насосом, в соответствии
с равенством (2-2);
(2-3)
Статический напор
ской энергии потока в
не учитывает прироста кинетиче-
насосе и вычисляется по формуле
Ясг
(2-4)
где р(,т=ри—/?,I4-pg(2K—2„).
Заметим, что напор имеет линейную размерность м
(метры) и физически представляет собой высоту столба
'ТОЙ жидкости, к потоку которой он относится.
Напор, создаваемый вентиляторами, условно выра-
жают иногда в миллиметрах водяного столба. Напом-
ним, что 1 мм вод. ст. соответствует давлению 9,8 Па.
Важной величиной, характеризующей работу насоса
с энергетической стороны, является удельная полезная
работа насоса, определяемая зависимостью
(2-5)
Работа, подводимая на вал машины, отнесенная
х 1 кг массы подаваемой среды, называется удельной
работой машины.
Ввиду потерь энергии в насосе удельная полезная
работа насоса меньше удельной работы его.
Удельная работа компрессоров вычисляется с учетом
вида термодинамического процесса (см. § 10-2).
При рассмотрении работы трубопроводных систем
с включенными в них насосами (вентиляторами) удоб-
но пользоваться уравнением сохранения энергии (урав-
нение Д. Бернулли) в системе СИ, записанным для 1-го
и 2-го сечений потока:
+-Яг1 + Лп=-у-+4- g/ib2
где g/ij.j, Дж/кг — удельная энергия сопротивления уча-
стка 1-2.
23
2-2. МОЩНОСТЬ И К. П. Д.
Рабочие органы насоса (лопасти, поршни) работают
в потоке и повышают его энергию.
Для проведения этой работы к валу насоса должна
непрерывно подводиться энергия от двигателя соответ-
ствующей мощности.
Аналогично указанному ранее понятию полезной
удельной работы (2-5) в гидромашиностроении введены
понятия полезной мощности насоса и мощности насоса
Полезная мощность насоса—мощность 'секундная
энергия), сообщаемая насосом подаваемой среде и оп-
ределяемая зависимостыо
N -- ®г> — /9-G'
« 1000 Ю00 7
пли
до =
« 1000
Мощность /V, подводимую от двигателя
coca, называют мощностью насоса.
В системе МК.ГСС полезная мощность определяется
формулой
(2-7)
на вал на-
N
п " 102
Эффективность использования энергии насосом оце-
нивают к. п. д. насоса т], представляющим собой отно-
шение полезной мощности насоса к мощности насоса
(подводимой на вал)
1 = -^. W
В рабочих условиях к. п. д. насоса зависит от многих
факторов: типа, размера и конструкции насоса, рода
жидкости, режима работы насоса и характеристики се-
ти, на которую работает насос.
Энергетическая эффективность установки, состоящей
из насоса и приводного двигателя, оценивается к. п. д.
установки т)у. Он представляет собой отношение мощно-
стей полезной и подводимой к двигателю.
В случае электрического привода
(2-9)
где АЭл — мощность на клеммах электродвигателя.
24
Энергетические качества насоса и двигателя совмест-
но оценивает к. п. д. установки.
Для оценки эффективности компрессоров служат от-
носительные термодинамические к. п. д. (см. § 10-3).
2-3. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСА И ВОДОПРОВОДА
Если насос присоединен к системе водопроводов, то
его работа находится в зависимости от гидравлических
свойств этой системы, называемой кратко сетью.
Рассмотрим условия этой зависимости на примере
установки (рис. 2-1), полагая, что работа системы устой-
чива.
Первое условие вытекает из уравнения неразрывно-
сти и заключается в равенстве массовых подач, прохо-
дящих через насос и присоединенный к нему водопровод:
допроводную сеть.
Рис. 2-2. График совместной
работы насоса и водопровод-
ной сети.
Рис. 2-1. Насос, включенный в во-
Для случая подачи
справедливо равенство
насосом несжимаемой жидкости
объемных подач
Q„ac = Qipy6- (2-П)
Второе условие связи насоса с водопроводом выте-
кает из уравнения сохранения энергии, записанного для
сечений, находящихся на уровнях 0—0 и Л—Л:
2
-^д+^+^-л. (2-12)
Г Г
25
где Ln — удельная полезная работа насоса; 2Л]_Д —потеря!
напора, обусловленная гидравлическим сопротивлением
сети от начала всасывающей трубы насоса до точки Л
разветвления труб.
Из последнего равенства следует формула расчета
необходимой полезной работы насоса
-I- HJ + • <2’13>
При режимах работы с развитой турбулентностью,
наблюдающихся обычно в сетях, потери напора можно
считать пропорциональными квадрату средней скорости.
Поэтому сумму двух последних членов уравнения (2-13)
можно заменить на mQ2 (где m^=const).
Следовательно, в этом случае
+ (//,H-//J + mQ’. (2-14)
Последнее уравнение делением на g приводится к
виду
(2-15)
Пусть линия .4 на рис. 2-2 является характеристикой
насоса А, показанного на рис. 2-1. Задавая произволь-
ные значения Q п вычисляя правую часть уравнения
(2-14), будем откладывать получаемые значения на гра-
фике рис. 2-2.
Соединив плавной линией полученные точки, строим
характеристику а водопровода, изображенного на
рис. 2-1.
Очевидно, что точка а пересечения кривых .4 и а
определяет единственно возможный в данной системе
установившийся режим работы насоса, потому что толь-
ко в этой точке имеется равенство полезной удельной
работы насоса и удельной работы, требуемой сетью.
Вопросы совместной работы насосов и водопроводов
подробно рассмотрены в § 3-13.
ЧАСТЬ 11
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
И ВЕНТИЛЯТОРЫ
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ОСНОВЫ ТЕОРИИ
3-1. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ
Передача энергии потоку жидкости от вала осущест-
вляется при помощи колеса с профилированными ло-
патками. Это колесо, называемое рабочим, является
главной частью центробежной машины (рис. 3-1 и 3-2).
Внутренняя полость рабочего колеса образуется дву-
мя фасонными дисками 1 и
рованными лопатками 3.
Основной диск 1 имеет сту-
пицу и жестко насажен на
вал 4.
Жидкость (газ), поступая
в полость 5 рабочего коле-
са, вращается вокруг цен-
тра О с некоторой угловой
скоростью. Под влиянием
центробежных сил, разви-
вающихся при этом, жид-
кость перемещается к пери-
ферии и выбрасывается в ка-
нал 6, окружающий колесо.
Работа центробежных сил
в межлопастных каналах
приводит к изменению энер-
гии потока. Последняя воз-
2 и несколькими профили-
Рис. 3-1. Рабочее колесо цен-
тробежной машины (А—осе-
вое сечение).
27
растает в направлении движения от центра к периферии
колеса.
Как известно, уравнение сохранения энергии для
относительного движения несжимаемой, невязкой жид-
кости во вращающихся полостях имеет вид:
— R2-^- —const. (3-1)
р 1 ь 1 z 2
Если полагать ось рабочего колеса вертикальной и
движение в его каналах плоским, то z=const л уравне-
Рнс. .3-2. Разрезы колеса центробежной машины. Параллелограммы
скоростей на входе и выходе межлопастных каналов.
ние относительного движения для сечений па входе и
выходе колеса
4+4 ^.4=^+4--^. (з-2)
Из уравнения (3-2) можно найти повышение давле-
ния в потоке, проходящем через колесо центробежной
машины:
л - л = 4- « - + 4 (R>! - R2.»2). (3-3)
Это уравнение показывает, что давление, создавае-
мое колесом центробежной машины, есть результат двух
процессов:
1) преобразования кинетической энергии относитель-
ного движения [первый член уравнения (3-3)];
28
2) работы центробежных сил [второй член уравне-
ния (3-3)].
Передача энергии с вала машины потоку жидкости
или газа происходит путем непосредственного сило-
вого воздействия лопастей на поток; это доказывается
в § .3-2.
В конструкцию центробежной машины, кроме рабо-
чего колеса, входят следующие основные элементы:
входная камера 5, напорная камера 6 (рис. .3-2) и в ’не-
которых машинах лопаточные направляющие устройст-
ва. Эти элементы .машины служат для направления по-
тока п частичного преобразования его кинетической
энергии в потенциальную.
3-2. УРАВНЕНИЕ ЭЙЛЕРА. ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ
И ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ НАПОРЫ
Энергия, передаваемая жидкости или газу рабочим
колесом центробежной машины, определяется в основ-
ном значениями абсолютной, относительной и окружной
скоростей на входе и выходе из межлопастных каналов.
Параллелограммы этих скоростей даны па рис. .3-2, где
обозначено: и — окружная скорость; — относительная'
скорость, т. е. скорость потока относительно вращающе-
гося колеса; с — абсолютная скорость, или скорость жид-
кости относительно неподвижного корпуса машин.
Характерными элементами являются также следую-
щие углы: а — угол между векторами окружной и аб-
солютной скоростей и р — угол, образованный вектором
относительной и обратным направлением окружной ско-
ростей; последнее определяется формой лопастей центро-
бежной машины и режимом ее работы.
Элементы параллелограммов скоростей н геометри-
ческие размеры колеса, относящиеся ко входу и выходу
межлопастных каналов, отмечаются соответственно-
индексами 1 и 2.
В теории и расчетах центробежных машин использу-
ют также окружную и радиальную составляющие абсо-
лютных и относительных скоростей, обозначаемые индек-
сами и и г. Например, с2г<—окружная проекция абсо-
лютной скорости па выходе из рабочего колеса.
Применим к потоку, проходящему через рабочие ко-
лесо машины, уравнение моментов количества двзя-з-зия,
предполагая, что поток, проходящий через мсжлоппст-
2S‘
ные каналы, — плоский, т. е. определяющийся только
двумя компонентами: си и сг.
Кроме того, будем предполагать, что влияние рабо-
чих лопастей на поток столь существенно, что скорости
во всех точках цилиндрических сечений постоянного ра-
диуса сохраняются постоянными. Это возможно только
при очень большом (условно—бесконечном) количестве
тонких лопастей. Поэтому в литературе величины, ха-
рактеризующие поток через .межлопастные каналы при
указанном предположении, условно обозначают индек-
сом оо и называют параметрами при бесконечном коли-
честве лопастей.
Если колесо пропускает расход Q жидкости или газа
с плотностью р, то моменты секундных количеств дви-
жения на входе и выходе из межлопастных каналов
в соответствии е рис. 3-2 будут:
pQc.r, и pQc/2.
Импульс внешнего момента, действующего на массу
жидкости, проходящей через колесо, равен изменению
момента количества движения этой массы, поэтому
Mwbt = (Р*2 V2 — PQc.r,) Ы, (3-4)
где AfTtz> — теоретический момент, прилагаемый к потоку
в межлопастиых каналах, при бесконечном количестве
лопастей.
Момент, подводимый к валу машины, больше 7Итсл
вследствие механического трения в подшипниках и
уплотнениях вала и гидравлического (газового) трения
нерабочей стороны колес о жидкость (газ).
Введем в уравнение (3-4) конструктивные радиусы,
имея в виду, что ri=/?icosa и r2=/?2cosa, тогда
= Р*2 (^2С2 cos a2 — fflcl cos a,).
Из рис. 3-2 следует:
с, cos a, — с,„ и с2 cos a2 = см.
Поэтому
-= pQ (/?2с2ч - R.c,,,). (3-5)
Мощность, передаваемая потоку в межлопастных ка«
налах,
Мтся = = pQ (/?2С2„ — /?,С,„) т,
или
ArTtz, = PQ(“2C2«-«1CJ-
(3-6)
30
Если обозначить величину удельной теоретической
энергии (без учета потерь энергии в проточной части
колеса), то теоретическая мощность Л'ТСЛ насоса будет:
= (3-7)
Сопоставляя (3-6) и (3-7), получаем:
L = -и2с,.. — и,с..,. (3-8)
рс/Э 2 2'1 1 Ji* ' •
Удельная работа и напор связаны зависимостью
£TC/,=g/-/Tcy31. Следовательно, из (3-8)
Г ^2^21/ ^1'1 ’/
< г
(3-8')
где 7/тсл — теоретический напор колеса центробежного на-
соса, м, при бесконечном количестве лопастей.
Уравнения (3-5), (3-6) и (3-8) являются основными
уравнениями центробежных машин. Уравнение (3-8)
впервые было получено Л. Эйлером в 1754 г. и носит
название уравнения Эйлера.
При расчете момента, мощности и напора по фор-
мулам (3-5), (3-6) и (3-8) следует иметь в виду, что-
скорости ciu и с2„ постоянны соответственно по окруж-
ностям радиусов и Т?2-
Следует отметить, что в действительных условиях на-
блюдается некоторая неравномерность распределения
абсолютных и относительных скоростей как на входе,
так и на выходе из рабочего колеса.
Уравнение Эйлера можно представить в другом виде,
воспользовавшись параллелограммами скоростей на вхо-
де и выходе:
= —2",С.Э
w2, и\4- с\ — 2:/2с2(/.
Определив отсюда произведения «ifiu и u-lC-hl и под-
ставив их в уравнение (3-8'), получим:
(3-9).
Легко убедиться в том, что
представ-
ляет собой напор, обусловленный работой центробежной
силы жидкости.
1 Это следует ш основного закона механики P=tng и сообра-
жений размерности.
Действительно, величина центробежной силы жидко-
сти /}ц=/П(02Г ИЛИ ДЛЯ 1 КГ ЖИДКОСТИ 7,/ц=(02Г.
Работа силы Р'ц на элементарном пути dr-.
dA '=(D2r dr.
Работа силы Р'ц на пути от входа в межлопастные
каналы до выхода из них
п,
Д' — ш2г dr.
k,
При «)= const
л,
Д' =а>’ [гdr =и2*~и-'. .
R,
Напор, соответствующий Д', будет =и г~и 1
Члены уравнения (3-9) w 2 и -'~1 1 выражают
соответственно прирост напора за счет преобразования
кинетических энергий относительного и абсолютного дви-
жений.
Так как сг и сг есть абсолютные скорости на входе и
р 2 _______________________________ 2
выходе межлопастных каналов, то ------------скоростной
напор, создаваемый лопастями рабочего колеса:
(з-Ю)
Поэтому теоретический статический напор (удельная
потенциальная энергия)
(// ). = Н -(Нск) (3-11)
X СТ/ IGO ТО5 X СК/рс/э 2 О * 2 g '
В большинстве случаев поток, входящий в межло-
пастные каналы, приведен во вращательное движение
благодаря непосредственному соприкосновению с валом
и втулкой колеса и вследствие импульсивного обмена
между массами жидкости (газа), уже вошедшими
в межлопастпые каналы, и массами, находящимися еще
вне их. Это явление называют закручиванием потока па
входе. Интенсивность закручивания потока па входе ха-
рактеризуется величиной с1и (м/с), или в относительных
единицах, C\ulii\.
32
Из уравнения Эйлера (3-8') следует, что теоретиче-
ский напор /7Т зависит от окружной проекции скорости
на входе в межлопастные каналы ctu. Однако сказанное
справедливо только в том случае, если закручивание по-
тока перед колесом вызвано специальными направляю-
щими аппаратами. Если же закручивание потока вызва-
но воздействием самого рабочего колеса, то оно сопро-
вождается увеличением теоретического напора
д/7 =
также определяемую уравнением Эйлера. Поэтому при
закручивании потока самим рабочим колесом
^2^2// «iGtf I «1^1/ __ ^2^2»
ё ' ё~~— £
Следовательно, при определении теоретических ха-
рактеристик машины без входного направляющего
устройства (или входного патрубка специальной формы,
обеспечивающей закручивание потока перед рабочим
колесом) основные уравнения представляются в виде:
N^ = pQu2c2ll; =
(3-12)
Это — уравнения центробежной машины с радиаль-
ным входом в межлопастные каналы.
Если С11(---0, то из треугольника скоростей на входе
следует:
С*1 = U>*1 —
Поэтому из уравнения (3-9) для этого случая полу-
чим:
(3-13)
(3-14)
Действительный напор, создаваемый колесом, мень-
ше теоретического при бесконечном количестве лопастей
Во-первых, это объясняется тем, что часть
’ Без учета трения на всасывание. (Прим, ред.)
3—130
33
энергии, получаемой жидкостью в рабочем колесе, за-
трачивается на преодоление гидравлических сопротив-
лений в проточной части машины. Эти потери учитыва-
ются гидравлическим к. и. д. цг. Во-вторых, указанное
неравенство обусловлено отклонением действительной
картины течения от предполагаемой струйной при беско-
нечном количестве лопастей.
Это учитывается введением поправочного коэффици-
ента |.i. па конечное количество лопастей
Н
11 пх>*
Гидравлический к. и. д. современных центробежных
машин оценивает гидравлическое совершенство проточ-
ной части их и лежит в пределах 0,80—0,96.
Поправочный коэффициент р.<1 оире.делястся по по-
луэмпирвчсским формулам Стодолы и Пфлейдерера.
По методу Стодолы
и ----
1 2</ио z
Эта формула хорошо согласуется с практикой.
По Пфлейдереру
1
1 -Ф'тГ
где i|/ — опытный коэффициент, зависящий от |32; S —
статический момент средней липин тока по лопасти.
Значение поправочного коэффициента в ориентиро-
вочных расчетах ц^0,8.
3-3. УРАВНЕНИЕ ЭНЕРГИИ ПОТОКА ЖИДКОСТИ
В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ
Предположим, что рабочим колесом машины пере-
мещается среда с переменной плотностью (газ). При
этом благодаря передаче энергии рабочими лопастями
и теплообмену с окружающей средой будет происходить
изменение тнрмолпнямнчоского состояния гяаа
34
Пользуясь законом содрлеиня энергии, М'оьье за-
писать:
г/З-^-Нт - <? <у\ !" . 13-l’’j
где 7\ и Т2—абсолютные температуры газа; тепло-
емкость газа при постоянном давлении; и сг—скоро-
сти газа па входе и выходе межлопастиых каналов; LT—
удельная энергия, сообщаемая газу в межлоиастпых ка-
налах; q— количество тепла, переходящее в окружаю-
щую среду, отнесенное к 1 кг газа.
Подставив в уравнение (3-15) зпжи.-и1'л /.,т из го.ав-
иенпя Эйлера, получим:
«Аа - МЗ-- И (Xi ')
Это уравнение связывает тер.модинамнческнй и ги-
дромеханические процессы,
происходящие в машине; оно
показывает, что механическая
энергия, передаваемая рабочи-
ми лопастями потоку, расходу-
ется на изменение состояния
газа, приращение кинетической
энергии ено и отчасти перехо-
дит в окружающую eyiejv г>гла-
де тепла.
Если машина служит для
подачи практически несжи-
маемой жидкости (насос, вен-
тилятор), то термодинамиче-
ское состояние потока не изме-
няется, температура в процес-
се передачи энергии остается
постоянной и энергетический
баланс потока через межлен.'а-
стные каналы может быть за-
писан так;
Рис. 3-3. Баланс энергии
рабочего колеса центробеж-
ной машины.
' : у 4-i-g/z- и-Ь)
Здесь pt и д-t—давления на входе и вя.м>гщ межло-
пастных каналов; h — потерн напора н исжлонастпых
каналах.
з*
Из уравнений (3-8) и (3-17) следует:
L^ =ulCiu - и1С1Ц=^-£1-+£^£к+й/г. (3-18)
Следовательно, энергия, сообщаемая потоку несжи-
маемой жидкости лопастями машины, повышает давле-
ние в потоке, увеличивает кинетическую энергию его и
отчасти расходуется на преодоление сопротивлений меж-
лопастных каналов.
На рис. 3-3 показан баланс энергии рабочего колеса
центробежной машины. Здесь обозначено: Lt — полная
удельная энергия потока на входе в колесо; LK — удель-
ная энергия, передаваемая потоку в рабочем колесе;
А2 — полная удельная энергия потока на выходе из ра-
бочего колеса; поюря энергии в окружающую
среду.
3-4. ВЛИЯНИЕ УГЛА р2 РАБОЧИХ ЛОПАСТЕЙ
НА СОЗДАВАЕМЫЙ НАПОР
Угол существенно влияет на величину напора, со-
здаваемого машиной, подачу и потребляемую энергию.
а) Теоретический напор и подача рабо-
чего колеса в зависимости от угла (За. Рассмо-
трим колесо с радиальным входом потока. Из плана
скоростей на выходе (см. рис. 3-2) имеем:
“.-ctu = e.rCtgk. (3-19)
откуда
c^u.-c^ctgp., (3-20)
где cv — радиальная составляющая абсолютной скопости
на выходе;
Г и2Сгг Ctg
или
= (3-21)
Если ввести обозначения
и -^-=5,
£ fi
36
то теоретический напор определится формулой
Ятся = Л-Вс1ёр2. (3-22)
Зависимость от р2:
<?2 .......... О 90* 180*
....... —
Значение 8„ соответствующее Нт-0 в уравнении
(3-21), получается равным
arcctg-гЧ
С 1Г
Уравнение (3-22) представлено на рис. 3-4. Как вид-
но из этого рисунка, тео-
ретический напор суще-
ственно зависит от угла
02, в особенности при ма-
лых и больших значени-
ях, приближающихся к
нулю или 180°.
Лопастный угол 02Л—
важный конструктивный
параметр, при помощи
которого можно получать
различные теоретические
значения полного напора,
создаваемого рабочим ко-
лесом центробежной ма-
шины. Обычно угол 02
потока меньше лопастно-
го угла 02л на 3—5°.
Рис. 3-4. График зависимости
НТ=А—В etg 02.
Ветвь abc кривой — представляющая практи-
ческий интерес, на рис. 3-4 ограничивается областью по-
ложительных значений И
Тел •
б) Три типа лопастей рабочего колеса.
В конструкциях центробежных машин различных на-
значений встречаются лопасти, отогнутые назад, ради-
альные и отогнутые вперед. Лопастный угол 02л, как
видно из рис. 3-5, определяет тип лопасти: если 0гл>9О°,
лопасть отогнута вперед: при 02л==9О° лопасть радиаль-
на и при 02л<90° лопасть отогнута назад.
37
Во всех случаях угол |ф на входе бывает меньше 90й.
Ранее было показано, как влияет угол 02 на величи-
ну полного теоретического напора. Выясним теперь влия-
ние этого угла на величины статической и скоростной
составляющих теоретического напора применительно
к трем основным типам рабочих лопастей. Для упроще-
ния анализа предположим, что колесо имеет радиальный
Рис. 3-5. Типы рабочих лопастей центробежной машины.
а — лопасти отогнуты назад: б — лопасти радиальны; в — лопасти отогнуты
вперед.
вход и что радиальная составляющая абсолютной ско-
рости на выходе равна абсолютной скорости на входе
в межлопастные каналы.
Воспользуемся известным соотношением
^ = (^ски + (^ст)1сл. (3-23)
На основании принятого условия Ci=c2>- и формулы
(ЗЛО) получим:
(^ = ^27^. (3-24)
38
Из тригонометрических соображений (см. рис. 3-2)
следует:
с\ =•- c\r -|- c*,u; с2и = иг- сгг ctg р,,
c\ = c\r-^(u2-clrct.g^)’.
Подставив значение с2, в уравнение (3-24), получим:
(^ckU = • (З-25)
Рис. 3-6. Графики и
По уравнению (3-23) статический напор определяется
как разность между полным и скоростным теоретическими
напорами:
/И \ II {и \ U2C2ll (U2 <-’2Г ct8 Ра)2
\ СТ/гсл ‘ т V-'ck/tc - g 2)7 •
Преобразовав это выражение, после подстановки
С2и — и2 сгг ctg р2
получим:
• (3-26)
По уравнениям (3-21), (3-25) и (3-26) можно по-
строить графики зависимости полного напора и его со-
ставляющих от угла р2.
На рис. 3-6 приведены графики Н = /ф2) и (ЯсТ) =
39
Графики наглядно показывают, что уменьшение угла
р2 приводит к снижению величины полного напора, со-
здаваемого рабочим колесом центробежной машины.
Из уравнения (3-26) видно, что (Яст)т становится
равным нулю при условии и22—(c2r ctg Рг)2=0, что воз-
можно при
p2 = arcctg('---jM и |Эг—. arcctg-y5-.
Максимум (Яст)т будет при ctg р2-^0 (или р2=90°).
Изменение теоретического скоростного напора на
рис. 3-6 представлено как изменение разности ординат
кривых Hw = f(|32) и (Нст)тсл = Г(8г).
Наибольшее (ЯСК)ТСЛ в случае лопастей, отогнутых впе-
ред, будет при
р2 = arccig
При уменьшении угла р2 теоретический скоростной на-
пор непрерывно уменьшается,'достигая значения, равного
нулю, при
arcctg (
\ С2Г
Из изложенного следует, что лопасти, отогнутые впе-
ред, передают потоку наибольшее количество энергии
по сравнению с лопастями других форм. Но в общем
количестве энергии, передаваемой такими лопастями,
преобладает скоростная энергия. Напротив, в полной
энергии, передаваемой лопастями, отогнутыми назад,
преобладает энергия потенциальная (статический на-
пор).
Способность рабочих лопастей создавать статический
напор обычно характеризуют степенью реактивности ра-
бочего колеса.
Степень реактивности р равна отношению теоретиче-
ского статического напора к полному теоретическому
напору, создаваемому лопастями рабочего колеса ма-
шины:
(3-27)
40
^2г ца
Ug С gf
Пользуясь уравнениями (3-21) и (3-2(i) , можем на -
писать:
— (C2r Ctg iS2) 2 . (u'~2 - U2C„ Ctg р2)
~ &
откуда после преобразований получим:
р=-И1+4rcls (3’28)
X \ U-2 J
Для лопастей, предельно отогнутых вперед, при
₽«-arcctg (-P = 4-(J-
Для радиальных лопастей ctgP2==0, поэтому'? = 1/2.
Для лопастей, предельно отогнутых назад, при
р, = arcctg ( + j р = 1.
Таким образом, степень реактивности характеризует
конструктивный тип лопастей машины со стороны созда-
ваемого ими статического напора.
Лопасти с малой степенью реактивности в основном
создают скоростной напор и, следовательно, имеют вы-
сокие выходные скорости. Для преобразования скорост-
ного напора в статический машины с такими лопастями
снабжаются диффузорными устройствами, обладающими
низким к. п. д. Поэтому к. п. д. машины с малой сте-
пенью реактивности обычно ниже к. п. д. машины, об-
ладающей большой степенью реактивности.
Выводы. Лопасти, предельно отогнутые вперед, созда-
ют при заданных и2 и с2,- наибольший полный теорети-
ческий напор в форме скоростного напора. При умень-
шении угла р2 полный теоретический напор уменьшается;
одновременно растет степень реактивности и повышается
статический напор. При р2=90° степень реактивности
равна 0,5 и полный теоретический напор состоит из оди-
наковых скоростного и статического напоров.
Дальнейшее уменьшение угла р2 связано с падением
полного теоретического напора до нуля при одновремен-
ном росте степени реактивности до единицы. Последнее
связано с относительным повышением величины стати-
ческого напора.
41
В конструкциях центробежных машин различных на-
значений встречаются все три типа лопастей. В центро-
бежных насосах применяются в основном только лопа-
сти, отогнутые назад.
Центробежные вентиляторы имеют все три типа ло-
пастей. Центробежные компрессоры обычно имеют ло-
пасти, отогнутые назад.
3-5. ТЕЧЕНИЕ В МЕЖЛОПАСТНЫХ КАНАЛАХ.
ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Выше было выяснено влияние угла на теоретиче-
ский напор. Теперь рассмотрим течение в рабочем коле-
се и установим основные соотношения для геометриче-
ских размеров его.
Начнем с треугольников скоростей на входе в рабо-
чее колесо (см. рис. 3-2). Как уже указывалось, при от-
сутствии специальных направляющих аппаратов закру-
чивание потока перед колесом невелико 1 и поэтому at=
=90°.
Угол потока на входе |Ji зависит от режима работы
машины. При постоянной частоте вращения угол fh за-
висит от подачи насоса. Действительно, согласно тре-
угольникам скоростей
(3-29)
tg-р Иг Дш
ь 1 1 U] — CIU и,
Но по уравнению неразрывности
с = - 9...-
lr ’
где pi — коэффициент заполнения сечения активным по-
током (с учетом толщины лопаток); Ц|=0,85-Д),95.
Следовательно,
Pi — nD,blt>.,u,
Таким образом, угол (И, определяющий положение
вектора wj на входе в межлопастные каналы, изменяет-
ся при изменении режима работы машины и поэтому
существует разность углов i
1=р1л
называемая углом атаки.
(3-30)
1 Исключая режимы с малой подачей.
42
Разумеется, от величины угла атаки существенным
образом зависят потери в рабочем колесе. Как показы-
вают опыты, оптимальный угол атаки рабочих колес
с сильно загнутыми назад лопатками близок к нулю
(г-опт==—з.^_+5о). Для сильно загнутых вперед лопаток
/',)ПТ значительно больше; этот вопрос подробно рассмо-
трен ниже.
Рис. 3-7. Относительные дви-
жения в межлопаточных кана-
лах.
/ — движение в неподвижной ре-
шетке; 11— вихревое движение а
межлопаточных каналах; /// — цир-
куляционное движение вокруг про-
филей.
Теперь рассмотрим треугольники скоростей па выхо-
де из рабочего колеса (см. рис. 3-2). Здесь также на-
правления выходной скорости w2 и выходной кромки
лопаток не совпадают. Разность углов
0=02.4-02 (3-31)
называют углом отставания потока. Угол <т в отличие
от угла атаки i почти не зависит от режима работы и
всегда является положительным (сг>0).
Рассмотрим качественно картину течения в межло-
пастных каналах, образованных плоскими радиальными
лопастями (рис. 3-7). Сложное течение в межлопастном
канале можно разложить на простые: поступательное
(как в неподвижном канале), циркуляционное, обуслов-
ленное вращением канала, и циркуляционное, вызывае-
мое разностью давлений по обе стороны лопасти.
Поступательное течение / направлено от центра к пе-
риферии, скорости его радиальны и соответственно урав-
нению неразрывности обратно пропорциональны радиу-
су. Циркуляционное течение // обусловлено инерцйей
жидкости, стремящейся сохранить в пределах каждого
43
межлопастного канала свое положение в пространстве
и поэтому вращающейся относительно колеса со скоро-
стью о), приблизительно равной угловой скорости коле-
са, но имеющей обратное направление. Линейные скоро-
сти этого течения распределены прямо пропорционально
расстоянию от центра вращения и па входе в межло-
пастные каналы совладают с направленном окружной
скорости колеса, а на выходе противоположны.
Последнее обстоятельство вызывает явление скоса
потока (отклонение скоростей от радиального направ-
ления) в сторону вращения на входе и в обратном на-
правлении па выходе.
Циркуляционное течение ///, обусловленное разно-
стью давлений на рабочей и тыловой поверхностях ло-
пасти, несколько уменьшает скоростной эффект II тече-
ния.
Суммирование диаграмм скоростей этих трех видов
течений приводит к диаграмме, указывающей па нерав-
номерное распределение относительных скоростей как
во внутренних сечениях капала, так и на выходе из ко-
леса. Результат этого суммирования показан в нижнем
канале рис. 3-7.
Скос (отставание) потока па выходе ясно указывает
на существенную разницу между углами и [С.-,.
В результате неравномерного распределения скоро-
стей в сечениях межлоп астпых каналов происходит
уменьшение компоненты Со.и и соответственно уменьше-
ние теоретического напора /7Т. Учет уменьшения с?,,
можно производить по полчэмппрнческой формуле
Пфлейдерера:
г _ , (3-32)
где с2и — действительное значение тангенциальной’ком-
поненты абсолютной скорости на выходе из колеса;
(сги)оо — значение, вычисляемое ио лопастному углу (Зал,
= — СггС|£р2Л.
Величина поправочного корректива р вычисляется по
формуле Пфлейдерера
1.2 1 + sin
р *
к /
где z — число рабочих лопастей.
14
При расчете вентиляторов связь между углами |32 и
(Згл легко учитывать эмпирической формулой ЦАГИ
cos р2 = cos В,,, -ф- k (3-33)
Коэффициент k в этой формуле зависит от типа ло-
паток, режима работы и отношения диаметров. При от-
ношении диаметров £)2/Di=1 ,5^2,5 в расчетном режиме
можно принимать:
й=1,5-^2— при лопатках, отогнутых назад;
k=3 — при радиальных лопатках;
k=3^-4— при лопатках, отогнутых вперед.
Вычисление угла р2 по последней формуле позволяет
рассчитать с2„—и2—c2rctgp2 и определить напор с уче-
том поправки на неравномерность распределения скоро-
сти в выходном сечении колеса вентилятора.
Выбор числа рабочих лопаток необходимо произво-
дить так, чтобы обеспечить максимальный к. п. д. рабо-
чего колеса. Если число лопаток выбрано слишком ма-
лым, то появляются вихревые области (зоны отрыва
потока) в межлопаточных каналах, являющиеся дополни-
тельным источником потерь. Чрезмерно большое число
лопаток также вызывает увеличение потерь вследствие
возрастания поверхностей трения.
Опыты показывают, что оптимальным будет такое
число лопаток, при котором среднее расстояние между
ними примерно равно половине их длины. Легко убе-
диться, что этому условию соответствует эмпирическая
формула К. Пфлейдерера, широко применяемая при
определении числа рабочих лопаток насосов:
г с т 1 .
6,5——sin
’ т — 1
г —
2
(3-34)
т
Отношение диаметров оказывает сравнительно не-
большое влияние на к. п. д. насоса и поэтому может вы-
бираться в весьма широких пределах. Обычно отношение
диаметров не выходит за пределы 0,3<£)|/£)2<0.8. Луч-
шие машины характеризуются отношением О|/Р2—
=0,6 :-0,7.
Правильный выбор отношения диаметров приобрета-
ет большое значение в случае вентиляторов с регулиро-
45
ванием подачи посредством направляющих аппаратов
(см. § 3-14).
Шипину рабочих лопаток на входе bi обычно выби-
рают такой, чтобы скорость щ перед рабочими лопатка-
ми не отличалась от скорости гп на входе в ступень.
1 10СК0ЛЫ<у
Q г- п.
‘•“.TRj? ^.-0, 1‘.—м
(|» и ч. — коэффициенты заполнения сечений активным
потоком), из условия с, у, следует, что
В некоторых случаях, огобе.пв.о ь случае вентилято-
ров. лучшие результаты получаются, если принять не-
сколько большую ширину лопаток. Можно рекомендо-
вать определять /г, по формуле
bt =41 - 1,5) 4-- (3-35)
Ширина рабочих лопаток па выходе Ь2 в большинст-
ве случаев определяется из условия равенства радиаль-
ных проекций скорости д.о и после рабочего колеса (см.
рис. 3-2):
4>, (3-36)
Для насосов малой мощности и вентиляторов в це-
лях упрощения изготовления пяобчесо. колеса, принима-
ют /л,.-—/)!, однако следует иметь в виду, что при этом
к. п. д. машины обычно снпжяс тся примерно па 2—3%.
Приведенные рекомендации установлены многолетней
практикой производства насосов и вентиляторов.
3-6. подводы и отводы
а) Подводы. Подводом называется часть проточ-
ной полости маипшы. подводящая перемещаемую среду
к входному- отверстию рабочего колеса.
Подводы в соответствии с их назначением должны
удо в летво ря ть онред ел е 11 и ы м требованиям.
Подвод правильной конструкции должен давать рав-
номерное, осесимметричное распределение потока по
-1 о
Рис. 3-8. Входная камера при
осевом подводе жидкости к
рабочему колесу консольного
насоса.
ихйдыому сечению рабочего колеса. Несоблюдение этого
условия снижает гидравлический к. и. д. колеса и маши-
ны а целом. Симметричность потока при входе в рабочее
колесо достигается выполнением подвода в форме пря-
молинейного конфузора при
осевом потоке (рис. 3-8) или
спирального кожуха (рис.
3-9) при поперечном потоке.
Потери энергии в подво-
де должны быть минималь-
ными; для этого скорости
в его сечениях не должны
быть высокими. Проходные
сечения подвода должны
постепенно уменьшаться в
направлении движения, обе-
спечивая постепенное возра-
стание скорости до величи-
ны ее во входном сечении
колеса.
Конструкция подвода и
положение приемного отвер-
стия его должны создавать удобное сопряжение машины
с системой трубопроводов, присоединяемых к пей.
Многочисленные исследования показали, что форма,
размеры и расположение подвода влияют не только на
величину энергии, передаваемой потоку жидкости коле-
сом, но и на все характеристики машины.
по а-Ь
Рис. 3-9. Схема спираль-
ной входной камеры пе-
ременного сечения.
Гидравлический расчет подвода производится по
уравнению неразрывности при заданных объемном рас-
ходе и значениях средней скорости.
47
б) Отводы. Отводом называют часть проточной по-
лости машины, принимающую перемещаемую среду из
рабочего колеса и частично преобразующую кинетиче-
скую энергию этой среды в потенциальную.
Известны три типа отводов: кольцевой, спиральный
и лопаточный.
Рис. 3-10. Центробежная машина с кольцевым и спи-
рИЛЬНЫМ О гВОДаМИ.
Кольцевой отвод представляет собой цилиндрическое
пространство 2 постоянной ширины, охватывающее рабо-
чее колесо машины (рис. 3-10). Спиральный отвод пред-
ставляется в виде криволинейного диффузорного кана-
ла /, окружающего рабочее колесо и обычно комбини-
руемого, как показано на рис. 3-10, с кольцевым от-
водом.
Отводы должны обеспечивать отведение жидкости
(газа) от колеса с наименьшими потерями и по возмож-
ности без нарушения осесимметричности потока в коле-
се. При этом скорость потока должна постепенно умень-
шаться до величины скорости в начальном сечении на-
порного трубопровода.
С целью понижения скорости на выходе из напор-
ного патрубка машины к спиральному отводу присоеди-
няют прямолинейный конический диффузор 3 (рис. 3-10)
с углом раскрытия около 10°.
48
Лопаточный отвод представляет собой систему не-
скольких диффузорных каналов, окружающих рабочее
колесо (рис. 3-11 и 3-12).
Как показывают опыты [Л. 15 и 21], движение ре-
альных газов и жидкостей в кольцевых отводах в основ-
ной части потока подчиня-
ется законам движения не-
вязкой жидкости. Поэтому
анализ работы отводов в
первом приближении можно
вести, полагая, что трение
в потоке не (проявляется.
Рассмотрим работу коль-
цевого отвода машины, по-
дающей несжимаемую жид-
кость.
Пусть 7?з и с3 — соответ-
ственно радиус и абсолютная
скорость в начале кольцево-
го отвода; г и с—радиус и
абсолютная скорость в любой
ния отвода (см. рис. 3-10).
Рис. 3-11. Лопаточный отвод
центробежной машины (много-
ступенчатого компрессора).
точке произвольного сече-
гаповим зависимость меж-
ду скоростями с и с3.
Окружную проекцию скорости можно определить по
условию постоянства момента скорости rcu=const (по-
скольку влияние сил трения о стенки не учитывается):
РдЛи — Си — Ctu
R,
г ’
Рис. 3-12. Лопаточный отвод цен-
тробежной машины (многоступен-
чатого насоса).
Радиальную проекцию
скорости найдем с помо-
щью уравнения неразрыв-
ности: Q—2n/?3&3p.3c3r=
=2лгЬцсг, приняв для
простоты ЬзЦз=Йр (Ь —
=const).
Отсюда находим:
т. е. радиальные состав-
ляющие скорости нахо-
дятся в таком же соотно-
шении, как и тангенци-
альные составляющие.
4—130
49
Следовательно, параллелограммы скоростей подобны
и существует равенство а^аз (см. рис. 3-10). Иными
словами, линиями тока являются логарифмические спи-
рали. Поскольку проекции скорости с изменяются обрат-
но пропорционально радиусу сечения, сама скорость
изменяется так же:
(3-37)
Формула (3-37) обусловливает основной недостаток
кольцевых отводов — необходимость существенного уве-
личения радиальных размеров машины. Действительно,
если желательно снизить скорость в безлопаточном от-
воде вдвое, необходимо увеличить диаметр О4 (на выхо-
де из кольцевого отвода) также вдвое, т. е. Dl/D3=2.
Поэтому в одноступенчатых машинах кольцевые отводы
применяются сравнительно редко.
Из кольцевого отвода, а при отсутствии кольцевого
отвода из рабочего колеса жидкость поступает в спи-
ральный отвод (см. рис. 3-2).
Рассмотрим машину без кольцевого отвода. Поток
из рабочего колеса поступает в спиральный отвод со ско-
ростью с2, в то время как средняя скорость в отводе с'а
существенно меньше. Вследствие этого получаются по-
тери на удар, величина которых может быть приближен-
но определена по формуле Карно
• (3-38)
В этой формуле с'а — скорость в спиральном отводе
после удара (условная скорость). Расчеты показывают,
что можно принимать
с'о = (1,1-5- 1,3) са. (3-39)
Кроме потерь АЯУД, в спиральном отводе имеются по-
тери на трение о стенки отвода при повороте потока
в отводе и диффузоре, расположенном за отводом. Сум-
му этих потерь обозначим через ЛНС.О и определим в до-
лях динамического напора скорости с'а:
с'2
= (3-40)
В зависимости от формы спирального отвода можно
принимать
£с.о=0,2-t-0,35.
Б0
Очевидно, что с ростом скорости с'а потери на удар
уменьшаются, а на трение и поворот потока — растут.
Следовательно, имеется оптимальная величина скорости
с'а, при которой суммарные потери минимальны.
Э(Д//ул +Д//с.,4
Из условия минимума потерь ------------------и на-
(7. ц
ходим:
(3-41)
Если принять fei=l,2
Если машина выполнена
и £с.о—0,3, ТО (с а)опт^9,7 Сд
с кольцевым отводом, то при
Рис. 3-13. Трапециевидная и пря-
моугольная формы сечений спи-
ральных отводов.
Рис. 3-14. Круглая и грушевид-
ная формы сечений спиральных
отводов.
определении скорости в спиральном отводе также можно
пользоваться формулой (3-39), заменив в ней Сг на с4—
скорость за кольцевым отводом.
Формы поперечных сечений спиральных отводов по-
казаны на рис. 3-13 и 3-14.
Рассмотрим способ ориентировочного расчета разме-
ров спирального корпуса по заданной величине (с'п)опт
и подаче Q (рис. 3-15).
Расходы Qi, Q& Qi, Qz, проходящие через произ-
вольно заданные сечения 1, 2, 3, ..., г, равны расходам,
выбрейте амтам из колеса в пределах дуг (9-7, 0-2,
4* 51
0-3 ... О-z. Поскольку эти сечения ориентированы угла-
ми ф(, <ра, ф3, . . <рг, то, следовательно,
= (3-42)
Из уравнений расхода следует:
й2=-7-г<—. (3-43)
(с <1)<;ПТ п)опт (с а)опт
Рис. 3-15. К определению разме-
ров сечений спирального отвода.
По полученным величинам Qi, Qa, П.з, • . ., И?, приняв
одну из форм поперечных сечений, можно рассчитать их
линейные размеры. Таким образом будут определены
размеры спирального от-
вода.
Имея в виду пропуск
некоторого расхода через
зазор между языком спи-
рали и рабочим коле-
сом, следует принимать
(с'а)опт приблизительно
0,65с2.
При расчете размеров
корпуса, состоящего из
кольцевого и спирального
отводов, расчетные сече-
ния представляют собой
сумму площадей сечений
обоих отводов.
Способ определения
размеров спирального
корпуса вентиляторов
приведен в гл. 5.
В многоступенчатых конструкциях центробежных ма-
шин применяют в основном лопаточные отводы; их кон-
структивные схемы даны на рис. 3-11 и 3-12. Из этих
схем видно, что лопаточный отвод представляет собой
неподвижную круговую решетку с большим количеством
лопаток (см. рис. 3-11) или состоит из небольшого коли-
чества лопаток специального профиля, образующих меж-
лопаточные каналы (см. рис. 3-12).
Форма лопаточного отвода, выполненная по рис. 3-11,
обычно свойственна центробежным газовым машинам,
а ио рис. 3-12 - центробежным насосам.
52
Во всех типа?' лопаточных отводов при значительном
отклонении режима работы от расчетного наблюдается
отрыв потока от поверхности лопастей и вследствие это-
го уменьшение к. и. д. машины.
Большое влияние па работу центробежной машины
оказывает радиальный зазор Аг между концами рабочих
лопастей и входными кромками лопаток отвода. При ма-
лых значениях Аг центробежная машина создает шум,
нежелательный в условиях эксплуатации.
Положительное влияние цилиндрического простран-
ства с размером Аг на работу машины проявляется
в том, что в нем, во-первых, происходит выравнивание
скоростей с2, неравномерно распределенных по окруж-
ности выхода из рабочего колеса, и, во-вторых, получа-
ется некоторый диффузорный эффект (преобразование
кинетической энергии в давление).
В конструкциях центробежных насосов размер Аг
обычно не превышает 10 мм, а в компрессорах он может
достигать нескольких десятков миллиметров.
3-7. МОЩНОСТЬ И К. п. д.
Энергия, подводимая от двигателя к валу машины,
больше полезной энергии, получаемой жидкостью или
газом. Это объясняется тем. что в процессе преобразова-
ния энергии, осуществляемом центробежной машиной,
часть механической энергии неизбежно теряется вследст-
вие гидравлических и механических потерь и утечек.
Гидравлические потери возникают в результате ги-
дравлического трения и впхреобразовапия во всей про-
точной части машины.
Если гидравлические потери составляют h, то, оче-
видно, рабочее колесо должно развивать напор H+h
(гд,е И — полезный напор).
Обозначим Нт=Н + h. Оценка машины в отношении
гидравлических потерь производится с помощью гидрав-
лического к. п. д.
1.=-^. (3-14)
или
V=V~l-£. <3-45)
53
Большое влияние на щ оказывают форма проточной
части машины, чистота обработки внутренних поверхно-
стей и вязкость жидкости.
Значения гидравлического к. п. д. современных круп-
ных центробежных машин лежат в пределах т]г=
=0,8-:-0,96.
Объемные потери обусловлены перетеканием жидко-
Рис. 3-16. Объемные потери
в ступени центробежной ма-
шины.
Объемный к. п. д.
сти (газа) через зазоры между
рабочим колесом и корпусом
машины из зоны повышенного
давления в полость всасыва-
ния (рис. 3-16).
От потока, проходящего че-
рез рабочее колесо машины и
получающего в нем прираще-
ние энергии, ответвляется
часть AQ подачи, проходящая
через зазоры во входное сече-
ние колеса.
Если ступень центробежной
машины подает в напорный
трубопровод Q (м3/с), а через
зазоры циркулирует расход
AQ (мэ/с), то через рабочее ко-
лесо проходит расход QJAQ
(3-46)
Объемный к. п. д. существенно зависит от значений
радиального зазора йг.
Высокий т]о может быть получен только при малых
значениях 6,-.
Значения т]0 у современных центробежных машин
лежат в пределах ц,,=0,96 =0,98.
Полезная мощность центробежной машины опреде-
ляется формулами (2-7) и (2-8) § 2-2.
Внутренняя мощность машины, т. е. мощность, разви-
ваемая рабочими лопастями, движущимися в потоке,
^d = p(Q + AQ)^(H’4-/z) (3-47)
Отношение полезной мощости к внутренней называется
внутренним к. п. д.:
__Л^п _ ?eQH
1йн Л% (Q+4Q) +
(3-48)
54
Следовательно,
Чвм^ЧоЧг- (3‘49)
Очевидно,
N ,V" —
ва Ъа ЧоЛг *
Внутренний х. п. д. учитывает объемные и гидравли-
ческие потери в машине.
Мощность, подводимая от двигателя на вал машины,
больше внутренней мощности вследствие механического
трения в подшипниках и уплотнениях вала и гидравли-
ческого (газового) трения внешних поверхностей колес.
Влияние механического и гидравлического трения мо-
жет быть учтено общим механическим к. п. д. цм:
4.=-^. (3-51)
Для современных центробежных машин т]м=
=0,92+0,99.
Величина т]м определяется механическими свойства-
ми, конструкцией и эксплуатационным состоянием под-
шипников машины. Применение подшипников качения
повышает т]м. Содержание подшипников в чистоте и ре-
гулярная смазка приводят к повышению цм-
Большое влияние на величину г|м оказывают конст-
рукция и эксплуатационное, состояние уплотнений (саль-
ников) вала машины.
Несоразмерно сильная затяжка сальников насосов
вредна ввиду увеличения мощности трения и возмож-
ности местного нагрева и деформаций вала.
На т]м оказывает влияние чистота обработки нерабо-
чих поверхностей рабочих колес; уменьшение шерохо-
ватости их повышает к. п. д. машины.
Из сопоставления выражений (3-50) и (3-51) сле-
дует:
N - М^1 -м*н
в WM Ч
Произведение т]оЦгТ)м=г] дает полный к. п. д. маши-
ны. Обычно мощность на валу выражают так:
у- MgH
1 ~ 1000-Г) •
(3-53)
55
Полный к. п. д. современных центробежных маШИЯ
лежит в пределах р—0,75^-0,92.
Полный к. и. д. оценивает энергетическое совершен-
ство машины в целом.
При рассмотрении баланса энергии центробежной
машины мощность дискового трения выделяют особо,
полагая, что мощность, получаемая колесом с вала, NK
состоит из внутренней мощности NBa и мощности диско-
вого трения //-гр:
^--^„4^,.. (3-^)
и и
л? _ р (Q + А<3) д (Ч + h) । дг
Ю00 T'Vtp-
Последнее выражение может быть приведено к сле-
дующему виду:
;VK = “iMt [(1 + -7гН1 + — } • (3-55)
к 1000 |Д 1 Q J \ Р J MgH ] ' ’
Отношение AQ/Q=£yr, называемое коэффициентом
утечек, оценивает относительную величину утечек через
зазоры между рабочим колесом и корпусом. В машинах
различных назначений /гут—0,02-4-0,1.
Так как
14--^-=-.
1 Р Лт
то, используя соотношение (3-44), получаем:
д/ =мен_ ri+feyT looo^l.
Лк 1000 I. дг I MgH ]’ (Л-дЬ)
V-4-. (з-57)
jV к
Сопоставив два последних равенства, получим:
(3’58)
1г + Л'п
Мощность, трения одной стороны диска, вращающе-
гося в жидкости или газе,
^.р = рр7?5Х. (3-59)
Здесь © — угловая скорость вала машины; 0 — опыт-
ный коэффициент, зависящий от относительной шеро-
56
ховатости вращающейся поверхности и числа Re. Ори-
ентировочно можно принимать р= (2 8) -10~5.
Затрата энергии при вращении колеса машины
з жидкости существенно зависит от формы течения в по-
лостях, образованных внешними поверхностями рабочего
колеса с внутренними поверхностями корпуса. В этих
полостях жидкость, примыкающая к рабочему колесу,
вращается с угловой скоростью колеса и полностью за-
тормаживается на неподвижной поверхности корпуса.
Вследствие этого в пространствах между колесом и кор-
пусом возникают вихревые течения, требующие тем
больших затрат энергии, чем больше расстояния между
колесом и корпусом. Если эти расстояния малы, то за-
трата энергии определяется лишь трением жидкости
в пристенных слоях.
В 1938—1939 гг. акад. Г. Ф. Проскура показал, что
вихревое течение в пазухах рабочего колеса имеет и по-
ложительное влияние, потому что при срыве потока
с поверхности рабочего колеса существенная часть энер-
гии вихря отдастся основному потоку, выходящему^ из
рабочего колеса.
Коэффициент р в (3-59) учитывает указанные явле-
ния.
Так как напор, создаваемый колесом центробежной
машины, определяется окружной скоростью, а послед-
няя равна то для достижения заданного напора мо-
гут быть приняты различные комбинации значений Д2
и 0).
Для уменьшения потерь от1 дискового трения следует
ограничивать Д2 и принимать повышенные значения w,
это приводит к повышению т)' и полного к. п. д. машины.
Этим обстоятельством объясняется отчасти применение
в современной технике высокооборотных центробежных
машин с ограниченным диаметром рабочего колеса.
3-8. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Напор, создаваемый колесом центробежной машины,
как видно из выражения (3-8z), определяется произведе-
нием u->C2U. Для достижения высокого напора в машине
с одним колесом необходимо иметь большое значение
окружной скорости.
Однако окружная скорость ограничена условиями
прочности колес и кавитацией.
57
Скорости U.2 для чугунных колес по условиям проч-
ности ограничены величиной около 40 м/с, а для сталь-
ных легированных — около 300 м/с.
В специальных конструкциях транспортных нагнета-
телей для колес из легких сплавов высокой прочности
допускают окружные скорости более 500 м/с.
Рис. 3-17. Схема работы многоступенчатой центро-
бежной машины.
В насосах, подающих воду и технические жидкости,
скорость вращения, а следовательно, и напор лимити-
руются обычно условиями возникновения кавитации
(см. § 4-4).
В промышленных установках часто требуется созда-
ние высоких давлений жидкости или газа. В таких слу-
чаях одноступенчатые центробежные машины оказыва-
ются недостаточными и их заменяют многоступенчатыми.
Многоступенчатая центробежная машина представ-
ляет собой обычно ряд одноступенчатых машин, рабо-
чие колеса которых сидят на общем валу и включены
последовательно. Представление о такой семиступенча-
той машине дает рис. 3-17.
При последовательном включении колес напоры, со-
здаваемые ими, складываются так, что полный напор
машины равен сумме напоров отдельных ступеней.
В большинстве случаев при подаче несжимаемых жид-
костей геометрические размеры всех ступеней одинако-
вы и поэтому полный напор такой машины равен напо-
ру одной ступени, умноженному на число ступеней ма-
шины. Часть продольного сечения многоступенчатой ма-
шины представлена па рис. 3-18.
Поток жидкости (газа) поступает через входную ка-
меру 1 в рабочее колесо 2 первой ступени машины, от-
58
куда, восприняв ст лопаток некоторое количество энер-
гии, он выбрасывается в направляющий аппарат J этой
ступени. Далее, обогнув диафрагму 4, отделяющую пер-
вую ступень от второй, поток проходит обратный на-
правляющий аппарат 5 между первой и второй ступеня-
ми и поступает в рабочее колесо второй ступени. Из
_/1 4
Рис. 3-18. Продольный и поперечный разрезы многоступен-
чатой центробежной машины.
второй ступени поток направляется в тропно и т. д.
Обратный направляющий аппарат является характер-
ным элементом многоступенчатой центробежной ма-
шины.
При выходе из направляющего лопаточного устройст-
ва первой ступени поток обладает значительными тан-
генциальными составляющими абсолютной скорости,
т. е. он закручен относительно центра машины. Если
такой поток будет подведен к лопастям рабочего колеса
второй ступени машины, то здесь он сможет получить
приращение энергии, обусловленное лишь разностью
окружных скоростей выхода и входа.
Если же па пути между выходом из направляющего
устройства первой ступени и входом в рабочее колесо
второй ступени расположить лопаточное направляющее
устройство, обеспечивающее радиальный вход в рабочее
колесо второй ступени, то последнее будет работать
столь же эффективно, как и рабочее колесо первой сту-
пени, передавая жидкости удельную энергию, определяе-
мую по выражению (3-8).
Назначение обратного направляющего аппарата за-
ключается в обеспечении оптимального закручивания
59
потока с целью эффективной передачи энергии потоку
в последующей ступени машины.
В центробежных машинах, предназначенных для по-
дачи газов, стремятся применить во всех ступенях оди-
наковые по форме рабочие лопатки. Это достигается
изменением размеров сечений ступеней.
Рис. 3-20. Схема работы трехступенча-
той двухпоточной машины.
Рис. 3-19. Схема работы
многопоточной центро-
бежной машины.
Напоры, создаваемые современными центробежными
многоступенчатыми машинами, очень высоки; например,
насосы, подающие воду, создают напор до 4000 м вод. ст.
Имеются насосы с числом ступеней до 30.
В тех случаях, когда центробежная машина при за-
данном напоре должна обеспечивать такую подачу, что
размеры проточной части (например, ширина лопасти
Ь2 на выходе) окажутся конструктивно неприемлемыми,
применяют параллельное соединение рабочих колес.
Принципиальная схема работы такой машины с четырь-
мя потоками представлена на рис. 3-19.
При высоких напорах и больших подачах находят
применение центробежные машины многопоточного типа
со ступенями давления. Такие машины состоят из двух
или четырех групп ступеней давления. В каждой группе
ступени включены последовательно с целью повышения
напора, а группы ступеней включены параллельно. В ка-
честве примера соединения ступеней и групп в смешан-
ном типе центробежной машины на рис. 3-20 приведена
схема работы трехстуненчатой двухпоточной машины
с симметричным расположением ступеней и их групп.
60
3-9. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОСЕВОЙ СИЛЫ
В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСАХ
В процессе работы колеса центробежной машины подверга-
ются действию поперечных (нормальных к оси машины) и осеных
(параллельных оси машины) сил. Поперечные силы вызываются
несимметричностью подвода потока к рабочему колесу, и отвода его
в направляющий аппарат и, кроме того, наличием статической и
динамической неуравновешенности ротора машины. При надлежа-
щей конструкции подводящей камеры и направляющих устройств
поперечные силы, вызываемые несимметричностью потока, невели-
ки. Статическая и динамическая неуравновешенность вызывается
неточностью изготовления: несовпадением геометрических осей" ко-
лес н вала, перекосом расточки посадочных отверстии" колес, не-
симметричным расположением масс на рабочих колесах. Изготов-
ление строго уравновешенных конструкций практически невозмож-
но. Ротор центробежкой машины, выходящий из сборки, всегда не-
сколько неуравновешен. Для предотвращения возникновения попе-
речных сил, связанных с неуравновешенностью, роторы центробеж-
ных машин подвергают статической и дшшмическии балансировкам.
Поэтому поперечные силы, действующие на ротор центробежной
машины, хотя и проявляются, по незначительны и легко воспри-
нимаются подшипниками машины.
Осевые силы в центробежных машинах возникают в результате
разных но величине и направлению давлений, действующих на ра-
бочие колеса с передней (обращенной к всасыванию) и задней сто-
рон. Кроме того, осевая сила возникает в результате динамического
действия потока, входящего в рабочие колеса.
В крупных многоступенчатых центробежных машинах осевые
силы могут достигать нескольких десятков тонн.
Распределение, осевых давлений на переднюю и заднюю поверх-
ности рабочего колеса показано на рис. 3-21.
При вычислении осевых сил, деист вующих на криволинейные
поверхности рабочего колеса, надо рассматривать проекции этих
поверхностей на плоскость, нормальную к геометрической оси ма-
шины. Это следует из основных положений гидростатики.
Пусть в полости входа в рабочее колесо давление равно pi.
При наличии уплотнении а па входном диаметре ютсса конечное
давление рг распространяется через зазоры в полости b и с перед
и за колесом. Действительное осевое давление р в любой точке
наружной поверхности колеса, лежащей на произвольном расстоя-
нии от центра, является результатом действия двух давлений: р2
и рв создаваемого действием цептрй» ежиби силы жидкости, вра-
щающейся в полости между наружной поверхностью колеса и
корпусом, т. е.
Р == А.+ Р„. (3-60)
Опытным путем доказано, что при отсутствии расхода через
зазоры средняя угловая скорость вращения жидкости в полостях
между поверхностями вращающегося колеса и корпусом равна
половине угловой скорости рабочего кол хха. Н а основании этого со-
ображения можно вычислить величину
61
Выделим и полости с кольцевой объем жидкости с ширимой
равной единице, и радиусами г и r-\-dr. При вращении этого коль-
цевого объема с угловой скоростью ш/2 на внутренней цилиндри-
ческой поверхности его под действием центробежной силы жидко-
сти будет создаваться давление, равное величине центробежной си-
Рис. 3-21. Распределение осевых давлений по наружным поверхно-
стям колеса центробежной машины.
лы, деленной на значение внутренней цилиндрической поверхности
кольца:
Ь)2
dPu = р'2та dr -j- г. (3-61)
Давление, обусловленное этой центробежной силой,
dPu а>г
----?~rdr. (3-62)
Отрицательный знак у dp^ указывает на то, что под влиянием
центробежной силы жидкости в цилиндрических сечениях полости
с возникает разрежение
Я,
। <О2 й>2
дш = —j 0-4-г <ir = —p-g-(Д22 —г2). (3-63)
Г
Из выражений (3-60) и (3-63) следует, что
'<оа
Р = Рг ” Р ~ Г) (3-64)
Вследствие наличия гидравлического уплотнения при входе
в колесо на окружности радиусом А“у внешние давления на ра-
бочее колесо с передней и задней сторон его уравновешиваются.
В пределах же от Ra до Ry давления па колесо не уравновешены,
так как с передней стороны действует давление всасывания />,,
а с задней — давление р, распределенное по закону, выражаемому
62
формулой (3-64). Очевидно, сила, обусловленная этими давлениями,
действующими на колесо, равна:
Я
Рр » J Чтг dr Р>2 - р (/?% - г2) ] “ " (*2у - *2») А (З-бб)
Интегрирование и алгебраические преобразования приводят
последнее уравнение к циду:
Рр г (Й*У - R\) (р2 - р,) - (₽2У - /?’„) X
X [R\ — 0,5 (R\ + /?%)]. (3-66)
Поток в колесе радиальной центробежной машины изменяет
направление движения. Входя в осевом направлении, он покидает
колесо, двигаясь в плоскостях, нормальных к оси машины, благо-
даря чему возникает динамическое давление на колесо. Силу,
обусловленную этим давлением, можно определить, применив урав-
нение количества движения:
Рдин* 1 = COS % » (3-67)
от куда
Р^ = №<>- (З-68)
Направление действия силы Рдпя соответствует направлению
скорости Со входа в колесо машины.
Осевая сила, действующая на одно рабочее колесо центробеж-
ной машины, получается алгебраическим сложением сил и Рдяя’.
P'octH = * (R\ - R2B) (Рг -PJ- (Ry - /?%) X
X[R2,-O,5(/yv + /?%)]-pQco. (3-69)
Как видно из выражения (3-69), осевая сила зависит от раз-
личных факторов. Основными из них являются: радиальные раз-
меры колеса R? и Ry, частота вращения колеса и давление на вы-
ходе из колеса.
Осевая сила существенно зависит от режима работы центро-
бежной машины. Осевая сила центробежной машины тем больше,
чем менее она нагружена, т. е. чем меньше подача машины, дости-
гаемая дросселированием. Наивысшее значение осевой силы дости-
гается на холостом ходу машины (полное закрытие регулирую-
щего дросселя). Это объясняется отсутствием динамической осевой
силы и повышением р2 с уменьшением подачи машины.
Формула (3-69) относится к одной ступени центробежной ма-
шины. Если же центробежная машина состоит из i одинаковых
ступеней давления, то осевая сила на роторе машины будет равна:
Р ocen^iP'осев. (3-70)
В действительных условиях благодаря протечкам через уплот-
нения значения осевой силы несколько отличаются от вычисляемых
но выражениям (3-69) и (3-70).
63
Осевая сила в многоступенчатых машинах может достигать
больших значений и восприятие ее упорными подшипниками при
большой частоте вращения вала затруднено. Только у машины ма-
лых размеров и при небольшом числе ступеней можно допустить
восприятие осевой силы упорным подшипником.
а) Двусторонний подвод потока жидкости
в рабочее колесо. Рабочее колесо с подводом потока
жидкости с двух сторон (рис. 3-22) не передает осевой силы на
вал вследствие своей симметрии. Колеса такого типа широко при-
меняются в одноступенчатых центробежных машинах.
Рис. 3-22. Колесо центро-
бежной машины с дву-
сторонним подводом.
Рис. 3-23. Многоступенчатая машина
с двусторонним симметричным подводом.
В многоступенчатых и многопоточных машинах с четным чис-
лом рабочих колес можно разместить колеса одинаковыми группа-
ми с подводом потока жидкости с разных сторон, как показано на
рис. 3-23. В таких случаях осевые силы, создаваемые обеими груп-
пами колес, одинаковы по величине, по различны по направлению
и поэтому взаимно уравновешены. Такой способ уравновешивания
осевой силы является одним из лучших, так как он обеспечивает
надежное уравновешивание без понижения к. п. д. машины. Для
фиксирования ротора машины в осевом направлении и восприятия
незначительных осевых сил, обусловленных недостаточно строгой
симметрией ротора (влияние технологических и монтажных неточ-
ностей), в машинах такого типа устанавливают легкий шариковый
подпятник.
б) Выравнивание давления с обеих сторон
рабочего колеса. Из диаграммы распределения внешних дав-
лений на колеса машины (см. рис. 3-21) следует, что осевая сила
является результатом неравенства осевых давлений перед колесом
и за ним в пределах радиусов /?у и RB. Если на заднем диске
колеса центробежной машины по окружности с радиусом R-f раз-
местить уплотняющее цилиндрическое кольцо k, а в теле заднего
диска близ ступицы колеса просверлить несколько отверстий, то
давления перед колесом (на пходе) и .за ним будут уравновешены
(рис. 3-24) п осевая сила будет вызываться только динамической
составляющей ее. Динамическое усилие на входе относительно не-
велико и может быть воспринято шариковым подпятником.
64
Отверстия в диске, сообщающие полости перед колесом и за
ним, иногда заменяют соединительной трубкой, сообщающей ука-
занные полости. Такой способ уравновешивания удобен, прост и
поэтому широко распространен.
К недоелаткам описанного сиосолп разгрузки следует отнести
некоторое понижение объемного к. ш д. машины (за счет перете-
кания через отверстия) и ухудшение структуры потока ири входе
на рабочие лопасти вследствие местных потоков через разгрузочные
отверстия.
Рис. 3-24. Уравновешивание
осевой силы при помощи от-
верстий в основном диске
рабочего колеса.
Рис. 3-25. Уравновешивание осевой
силы при помощи разгрузочного ди-
ска (гидравлической пяты).
и) Р а з г р у з о ч п ы и д и с к (г и д р а в л и ч е е к а я и я т а).
В конструкциях многоступенчатых центробежных машин урлвно-
вешинавне осевой силы можно осуществить при помощи специаль-
ного диска, расиол'тгтющегош! за последней ступенью п называе-
мого разгрузочным (рис. 3-25).
За последним колесом машины на валу жестко крепится раз-
грузочный диск (пята) П. Давление р2 за последним рабочим ко-
лесом машины распространяется через радиальный зазор 6Г н дей-
ствует на диск, как это показано стрелками. В полости за диском
поддерживается давление, приблизительно равное давлению /ц во
всасывающей трубе насоса. Это достигается соединением полости
А со всасывающей трубой машины отводящей трубгои Г Яси),
что давление, близкое к р,, мои'ет потдержигу1ться в почосги А
только при условии, что осевой зазор. 6„ между диском и поверхно-
стью 1Н).тьи,ешого выступа корпуса достаточно мал по сравнению
с сечсшием отводящей трубки Б. В противном случае, т. е. когда
размер 6О увеличен и кольцевая щель шириной' 'Л, имеет малое
гидравлическое сопротивление, давление в полости А возрастет и
диск, находящийся под действием разности дав пений /ь—д, будет
создавать недостаточную осевую личу. При нормальных соотноше-
ниях между размерами 6П, 6Г и диаметром отводящей трубки Б
разгрузочный диск создает осевую силу, прилагаемую к валу и
направленную вправо, в точности равную осевой силе, создавае-
5—130 05
мой рабочими колесами. Для этого разгрузочный диск П должен
иметь диаметр Du, удовлетворяющий условию
^.сен = -Т (D\ - £>%т) [(рг - уйг) - (Pl + -<hF)\, (3-71)
где hr—гидравлическое сопротивление радиального зазора 6Г;
hF—сопротивление перепускной трубки Б.
Такое уравновешивающее устройство обладает способностью
авторегулирования. Действительно, если по какой-либо причине
ротор машины вместе с диском сдвинулся из нормального поло-
жения вправо, то зазор 6а увеличится, гидравлическое сопротивле-
ние его уменьшится, давление в полости В снизится, а в полости
А возрастет. Уравновешивающая сила на диске уменьшится, рав-
новесие между осевой силой, создаваемой рабочими колесами, и
уравновешивающей силой, созданной диском, нарушится в пользу
первой и ротор сдвинется влево, восстановив нормальное значение
зазора 6а. В противоположном направлении протекает процесс при
сдвиге ротора из нормального положения влево. Таким образом,
правильно рассчитанный диск будет автоматически самоустанавли-
вается, обеспечивая соответствие между осевой и уравновешиваю-
щей силами.
Конструктивное выполнение разгрузочного диска в воздушных
центробежных машинах отличается от рассмотренного, хотя способ
действия разгрузочного диска во всех случаях остается одним и
тем же.
Уравновешивание с помощью разгрузочного диска нашло ши-
рокое применение в многоступенчатых машинах благодаря простоте,
надежности и автоматичности действия. Крупным недостатком это-
го способа уравновешивания является увеличение утечек жидкости,
вызывающее снижение к. п. д. машины.
В одноступенчатых машинах сказывается также влияние рас-
хода мощности на преодоление потерь дискового трения. Поэтому
в одноступенчатых машинах разгрузочный диск применяют редко.
3-10. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Характеристиками центробежной машины называют
графически изображенные следующие зависимости:
H = f(Qr,
N = F(Qy,
Tl = F(Qy
= ¥ (Q);
Чет == О (Q)-
(3-72)
Если эти зависимости даны при «=const, то они
являются характеристиками при постоянной частоте вра-
щения; если же они даны при /i=var, то их называют
характеристиками при переменной частоте вращения.
G6
Наиболее важной характеристикой является зависи-
мость между напором и подачей (или давлением и по-
дачей) .
Воспользуемся уравнением Эйлера для получения
теоретической характеристики напора при условии af=
=90°
/у —s и'2( 211
Тсс 0
Из плана скоростей (см. рис. 3-2) следует, что
U2 C2r Cig pa.
Кроме того, согласно уравнению неразрывности для
выходного сечения рабочего колеса
Q —-
I
с =
2Г лД62 •
Тогда
Подставив последнее выражение в уравнение Эйлера-
получим:
т- ^>2ь2 } е
Выразим окружную скорость и2 на выходе через диа-
метр рабочего колеса и частоту вращения его вала:
и —------—
2 ею •
Подставив это значение в последние выражение, по,
пучим:
н = (yzK)2—"-finf— Q- (3-73)
Tcz> 3600g- 60i2g ’
с заданными геометриче-
Для центробежной машины
скими размерами при /i=const
(яО2/г)2 „ nctgL и
\*п - — С = const; —- = Е — const.
3600g 60o2g
Иа основании последних соотношений получим сле-
дующее уравнение для характеристики:
H^ = C~EQ. (3-74)
67
Это уравнение прямой линии; положение ее в коор-
динатной системе Q—Н при заданных значениях п, Г)г
н 1)2 зависит от угла р2.
При построении харастеристпкп центробежной маши-
ны при л—const предполагается изменение аргумента Q
Рис. .3-26, Теоретические .ха-
рактеристики центробежных
машин при различных углах рг.
Рис. 3-27. Теоретические характе-
ристики центробежных машин с
одинаковыми Q и Нг при различ-
ных углах Рг.
путем изменения открытия запорного органа па выход-
ном патрубке машины. Такой процесс называется дрос-
селированием, а сами характеристики иногда называют
дроссельными кривыми.
Независимо от формы рабочей лопасти, определяемой
углом р2, теоретический напор при Q— 0 (полное закры-
тие регулирующей задвижки) будет равен С и опреде-
лится однозначно диаметром рабочего колеса и частотой
вращения его п (или окружной скоростью л2).
Так как при [32=л/2 величина ctg р2=0, то по урав-
нению (3-74) теоретический напор НТ=С=const и тео-
ретическая характеристика машины получится в виде
прямой, параллельной осп абсцисс (рис. 3-26).
Лопатки, отогнутые назад, характеризуются углом
р2<л/2; при этом второй член уравнения (3-74) поло-
жителен и увеличение Q вызывает снижение теоретиче-
ского напора. Характеристика такой машины предста-
вится наклонной линией, расноложепиои" ниже характе-
ристики машины с р2==л/2. Напротив, если машина име-
ет лопасти с Р'>.>л/2 (отогнутые вперед), то второй член
уравнения (3-74) отрицателен и возрастание Q вызыва-
ет увеличение /7Т. Теоретическая характеристика для та-
кого случая располагается выше горизонтальной харак-
теристики при р9=л/2.
Из рис. 3-26 видно, что при заданной подаче теоре-
тический напор тем выше, чем больше рабочая лопасть
отогнута вперед.
Достижение заданных теоретического напора и по-
дачи центробежной машины при
личными углами 02 требует
различных окружных ско-
ростей на выходе из рабоче-
го колеса или при одинако-
вом диаметре колее раз-
личных частот вращения.
Это ясно из теоретических
.характеристик, показанных
на рис. 3-27.
Для получения заданно-
го теоретического напора при
одинаковом диаметре рабо-
чих колес наименьшей ча-
стотой вращения должно об-
ладать колесо е лопатками,
загнутыми вперед, а наи-
большей— колесо с лопат-
ками, загнутыми назад.
рабочих колесах с раз-
Рис. 3-28. Теоретические ха-
рактеристики мощности при
различных значениях угла рг-
По уравнению (3-74) можно выяснить форму харак-
теристики теоретической мощности центробежной ма-
шины:
Xw=---MgHT==pQ(C-EQ)g. (3-75)
Эта характеристика может быть представлена графи-
чески для различных значений (Н при постоянных зна-
чениях р, П, D2, Ь'2-
На рис. 3-28 показаны теоретические характеристики
мощности для углов 02= 20; 90 и 160° при п=
=1000 об'мин. £>0=0,5 м и /щ=0,03 м (центробежный
насос).
3-11. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
а) Общие с о о б р а ж е и н я: фор м ы д е й с т в и-
т е л ь н ы х х а р а к т е р и с т и к п р и /;=const. Дейст-
вительный напор отличается от теоретического, выра-
жаемого уравнением Эйлера, па величину потерь напо-
ра в проточной части машины.
69
При изменении расхода машины потери напора ме-
няются, во-первых, вследствие изменения сопротивления
проточной части, пропорционального квадрату средней
скорости потока, и, во-вторых, по причине изменения
направления скорости на входе в межлопастные каналы.
Последнее обусловливает удар жидкости (газа) о вход-
ные кромки лопастей и образование в потоке вихревых
зон. В результате этого характеристика действительного
напора располагается ниже характеристики теоретиче-
ского напора.
Рис. 3-29. Действительная ха-
рактеристика при Р2>40°.
Рис. 3-30. Действительная харак-
теристика при |32<40°.
В зависимости от значения лопаточного угла р2 на
выходе и конструктивных особенностей проточной части
центробежной машины действительная характеристика
может иметь две основные типичные формы.
Характеристика, представленная на рис. 3-29, обычно
получается при 02>4О°. Особенностью такой характери-
стики являются наличие максимума и, следовательно,
неоднозначность зависимости II^f(Q') для данной ма-
шины в пределах напоров от до //макс- Машины
с характеристикой такого типа, как позднее будет пока-
зано, могут работать неустойчиво, самопроизвольно из-
меняя расход. Это является отрицательным свойством
машины, и поэтому такой тип характеристики нежела-
телен.
Другая форма характеристики, представленная па
рис. 3-30, свойственна центробежным машинам с |32<40°
при рациональной конструкции проточной части. При
этом зависимость H=f(Q) однозначна и работа машины
может быть устойчивой при любых режимах.
70
Действительная х . „Ла мощности машины
может быть получена теоретических характеристик
путем вычитания (при данных подачах) из значений тео-
ретической мощности ее потерь. При этом характер за-
висимости мощности от подачи в основном сохранится:
действительная мощность машины будет возрастать
с увеличением подачи. Однако вследствие неодинакового
относительного влияния потерь на полную мощность
линии действительных мощностей отклонятся от линии
теоретических мощностей; они представятся слегка изо-
Рис. 3-31. Характеристики теоре-
тической и действительной мощно-
стей центробежной машины.
Рис. 3-32. Характеристика
к. п. д. центробежной машины.
гнутыми кривыми. Теоретическая мощность при расхо-
де, равном нулю, также равна нулю. Действительная же
мощность при Q=0 (при закрытой задвижке) равна
мощности холостого хода Nxx, затрачиваемой на покры-
тие потерь мощности в этом режиме. Потери мощности
на холостом ходу обусловлены циркуляционными пото-
ками в проточной части машины и особенно в рабочем
колесе ее, дисковым трением о жидкость (газ), механи-
ческим трением в сальниках и подшипниках машины.
Все указанное приводит к форме характеристики дейст-
вительной мощности, показанной на рис. 3-31.
По характеристикам действительного напора и дейст-
вительной мощности выясняется и к. и. д. центробежной
машины. Из уравнения (3-53) получим:
100CW ~ 100(W •
Очевидно, к. п. д. равен нулю при Q=0 или Н—О,
потому что при всех режимах работы машины
71
В пределах между Q=0 и Q=QMail... (рис. 3-32) к. и. д.
машины достигает максимального значения.
Режим машины, при котором се к. п. д. достигает
максимальной величины, называют оптимальным режи-
мом; здесь затрата мощности для создания напора и
подачи осуществляется в машине с нанлучшпм энерге-
тическим эффектом, т. о. наиболее экономично1.
б) Подобие центробежных машин. Ко-
эффициент быстроходности. Ус л о в н я п р fl-
no р ц и о и а л ь н о с т и. Движение жидкостей (газов)
в проточной части машины имеет весьма сложный ха-
рактер. Поэтому точный расчет рабочих элементов ма-
шины представляет большие трудности. При проектиро-
вании насосов и компрессоров широко используют опыт-
ные данные, полученные при исследовании машин,
аналогичных проектируемой. Использование опытных
данных при проектировании допустимо лишь при соблю-
дении законов подобия.
В современном гидромашиностроении широко приме-
няется метод испытания моделей, позволяющий прове-
рить проект п внести в него практические коррективы.
Модели строят, как правило, с еобчлюдеппем законов
подобия.
Физические явления, протекающие в геометрически
подобных пространствах, называются подобными, если
в соответственных точках этих пространств сходственные
физические величины находятся в постоянных соотно-
шениях. Эти соотношения называются коэффициентами
или масштабами подобия.
Пусть машины а и b на (рис. 3-33) подобны. Усло-
вия геометрического подобия этих машин заключаются
в равенстве сходственных углов и постоянстве отноше-
ний сходственных геометрических величин:
Рю " НН" HJ1* Рш "Рг На
___________ ^11’ ____ ________^lll ____ *
д; ~Г\а ~ 1т
1
, \ (3-76)
const, I
где 6/ — коэффициент геометрического подобия.
1 Величины напора (давления), подачи и мощности, приводи-
мые в справочниках, относятся, если нет оговорок, к оптимальному
режиму машины.
72
Кинематическое подобие состоит в постоянстве отно-
шений скоростей в сходственных точках геометрически
подобных машин:
— —Зс= const, (3-77)
in
где 6,. — коэффициент кинематического
подобия.
Рис. 3-33. Параллелограммы скоростей подобных центробеж-
ных машин.
Динамическое подобие выражается постоянством от-
ношений сил одинаковой природы, действующих в сход-
ственных точках геометрически и кинематически подоб-
ных машин:
^-^•^-Л-const, (3-78)
г ш * ин 1 '.а
где <5,, — коэффициент динамического подобия.
Из изложенного следует, что доказательство подобия
TciOTiHi'i в двух насосах заключается в обнаружении
постоянства коэффициентов подобия для сходственных
точек.
Сели известны коэффициенты подобия двух машин,
то по известным величинам одной машины fitn, cia,
Рia можно получить exoTCTBeiiiiij'ie величины др\той ма-
шины:
= cih:-.= a(.ci(l;
Общие критерии подобия потоков, известные в гн-
дроаэром.схаи.ике как числа Рейнольдса, .Эйдена, Фруда
н Струхала, применимы и к потокам в центробежных
машинах.
73
Подобие течений характеризуется следующими ра-
венствами безразмерных критериев, вычисленных для
сходственных точек:
Rea = Reb; Еиа=Ещ; )
Fra=Fr,,; Shfl = Sh„. j
(3-79)
Для компрессоров число Эйлера выражают через
местную скорость звука а и показатель адиабаты k,
между которыми существует зависимость а= |/k
Следовательно, p=a2p/k и поэтому
Ей
р _ 1 Я2
pc2 k с2 •
(3-80)
Безразмерную скорость с)а обозначают через М.
Тогда Еи==1 /Ш2, откуда следует, что для подобных
компрессоров Ма=Мъ-
Таким образом, условия подобия выражаются сле-
дующими равенствами:
Rea = Re;); Frfl = Frfc;
Ма = Л1Ь; Sha = Sh,.,; ka = kb.
Поскольку в процессе работы компрессоров прояв-
ляется теплопередача, для строгого соблюдения подобия
здесь следует сохранять постоянство критериев Пра.ндт-
ля и Грасгофа. Однако практически это не имеет смыс-
ла ввиду малого значения теплопередачи для процесса
в компрессоре в целом.
Докажем, что при моделировании процессов гидро-
машин одновременное соблюдение постоянства чисел
Re и Fr невозможно.
Если ReH=Re*M, то ch/h/vh=Cm^m/vm. Полагая vu=
=vM, получаем необходимое условие моделирования по
Re: сн/см=1/6(.
Условие моделирования по Фруду FrK — FrM, т. е.
с\М="с2мМ,. откуда получаем снУсм = |%. Таким об-
разом, моделирование одновременно по Фруду и Рей-
нольдсу приводит к противоречивым требованиям и, сле-
довательно, невозможно.
* Индексы «н» и «м» обозначают соответственно натурную кон-
струкцию и модель.
74
При решении вопросов подобия и моделирования
процессов в центробежных и осевых компрессорах и на-
сосах оказывается необязательным соблюдение постоян-
ства числа Фруда (Fr), потому что гравитационные си-
лы, учитываемые этим критерием, не имеют в этих ма-
шинах существенного значения.
В области моделирования центробежных и осевых
насосов практически важны две задачи:
1. Выяснить подобие явлений в машинах, работаю-
щих в заданных режимах. Для решения этой задачи
следует определить критерий подобия для сходственных
точек проточных частей машин. Соответственное совпа-
дение этих величин укажет на подобие машин и режи-
мов их работы.
2. Постройкой модели и испытанием ее проверить
правильность расчета действительной машины. Рассчи-
тав коэффициент геометрического подобия 6/, определя-
ют размеры модели по формуле
Выбрав удобную и доступную в лабораторных усло-
виях частоту вращения вала модели, можно найти ок-
ружную скорость и определить коэффициент кинемати-
ческого подобия, воспользовавшись равенством чисел
Струхала:
__ g __ g
сн ’ с лм
Из условия равенства чисел Рейнольдса для модели и
натуры следует:
Ццдн »МДМ
или
По полученной величине vM можно подобрать подхо-
дящую жидкость и необходимую температуру ее.
Испытывая модель, получают ее параметры рм, QM,
Nм И Т] м.
Вычисление соответственных параметров действи-
тельной машины можно произвести по формулам, выте-
кающим из условий подобия:
Qh = Qms’/8c;
(3-81)
75
Коэффициенты полезного действия действительной
машины и модели в первом приближении можно пола-
гать одинаковыми. Уточнение величины к. п. д. произво-
дят по опытным формулам.
Важной величиной, определяющей подобие течений
в насосах, является коэффициент быстроходности ns.
Коэффициентом быстроходности рабочего колеса на-
соса называют число оборотов колеса, подобного данно-
му. которое создаст напор, равный 1 м при полезной
мощности 1 л. с. в режиме максимального к. п. д. *.
Пусть данное колесо обладает основными величи-
нами Q (м3/с), И (м), /1 (об/мин), а подобное ему коле-
со .мощностью Л'«=1 л. с. имеет напор Hs~\ м и число
оборотов п.„ Очевидно,
Ns--~ 1’^ л" с' плп м3/с.
Найдем по условиям подобия соотношение между Q и Qs.
Из уравнения неразрывности 5—= =—, но
4S 'S
Q /: и nD
- -q 14 ----- --- .
2, L G- nsDs *
ИЛИ
£ - п
— и. --
" 1 п* ’
11оэтому
Q---Q/’,^-=O,O758\^-. (3-82)
Исходя из условий кинематического подобия и поль-
зуясь основным уравнением насоса с радиальным вхо-
дом, получаем:
А/ __и- _ D~n~
~ТГ ’
или
Н-=
1 Единица мощности 1 л. с.=0.736 кВт или I кВт=1,36 л. с.
Указанное определение пя иеско тл о орчлично носкочьку включает
устаревшую и непрпменяемую в современной энергетике единицу
мощности. Однако такое понятие а, общепринято и широко приме-
няется для обозначения конструктивного типа насосов.
76
Так как //.,= 1 м, то
Я-3^. (3-83)
Исключив из выражений (3-82) и (3-83) коэффици-
ент геометрического подобия, получим:
ns 3,65п — (3-84)
Коэффициент быстроходности определяется величи-
нами Q, Н и п; при регулировании машины он может
изменяться в пределах 0—оо.
По предложению ЦАГИ, исходя из соображений
удобства, коэффициентом быстроходности вентилятора
принято считать число оборотов вентилятора данного ти-
на. который в режиме максимального к. н. д. подает
I м'фс газа, создавая условное давление 30 кге/м2
г,. ,nl „ Vq , „
,[JI. 19J. Тогда n,. = п(где п- -напор, приве-
денный к 7=1,2 кге/м3).
Характеризуя машину при иомоши н обычно отно-
сят его к режиму с максимальным к. п. д.
Значения ns для различных типов машин следующие:
Ротационные и норшпевые . . sspif)
Вихревые ................... 10—25
Центробежные................ 40—300
Диагональные................ 300—600
Осевые...................... G00—1200
При помощи коэффициента быстроходности, вычис-
ленного ио выражению (3-84), можно выбирать тип ма-
шины для работы с заданными Q, Н и п.
Заводы, изготовляющие центробежные машины,
обычно имеют в производстве не случайные типы ма-
шин, различающиеся и размерами, и геометрической
-формой, а серии геометрически подобных машин. По-
этому важно установить соотношения между основными
параметрами машин данной серии.
Предположим, что две подобные машины с радиаль-
ным входом работают в подобных режимах (см.
рис. 3-33). При этом должны соблюдаться условия ки-
нематического подобия, т. е. постоянство углов и про-
порциональность величин скоростей на выходе из рабо-
чего колеса.
77
Объемная подача для обеих машин
Qa =“: ‘K^ia^ia^2ra'4oat
Qb^^ '!tD2;b2i}C2ri)'TI0!l'
Возьмем отношение этих подач
Qa ^2а ^2д ^2га Дод
Q/> Dzb b2/j C2rb Vob
Из подобия планов скоростей на выходе и условия
пропорциональности окружной скорости числу оборотов
рабочего колеса машины следует:
е2га _и2а__ПдВга
^2fb ^2b rLbD2b
Поэтому
Qa Д2ад ^2а па log
Qb Q2ib ^2b fib Уоь
(3-85)
Но вследствие геометрического подобия машин
^2Д _ ^2Д
^2Ь ^2Ь
Следовательно, в окончательном виде будем иметь:
Qa — Q\a Яд д
Qb D\b Пь Дой
Объемные подачи центробежных машин, работаю-
щих в подобных режимах, относятся как кубы наружных
диаметров рабочих колее и первые степени частот вра-
щения валов и объемных к. п. д.
Если рассматривается центробежная машина данно-
го размера, то D2a=D2b и, следовательно,
Qa па ''leg
Qb пЬ УоЬ
(3-8G)
При изменении частоты вращения вала центробеж-
ной машины объемные подачи ее в подобных режимах
относятся как первые степени частот вращения вала и
объемных к. п. д.
Пользуясь соотношением (3-12), получаем:
_ ^2ДС2(7Д '7гП
^b U2bC2ab
78
Но условию кинематического подобия = Кро-
J г2,Л ulb
ме того,
ц2аа п~цР2га
Следовательно,
Н а Р22ап~а гни
Hb -rlvh '
(3-87)
Полные напоры, создаваемые центробежными маши-
нами в подобных режимах, относятся как квадраты на-
ружных диаметров рабочих колес, квадраты частот вра-
щения вала и первые степени гидравлических к. п. д.
Для данной машины при переменной частоте враще-
ния
Яа _ Да Да /3.38)
НЬ П-ь rjrh
При изменении частоты вращения вала центробеж-
ной машины напоры, создаваемые ею в подобных режи-
мах, относятся как квадраты частот вращения вала и
первые степени гидравлических к. п. д.
Соотношение между давлениями, создаваемыми ма-
шинами, получается умножением обеих частей уравнения
(3-87) на соответственные значения плотностей
Ра ~_?аНа — °2 2а п2а ?а ^га (3~89)
,w6 pt,Hb пг1, pb T)rb • ' ;
Для данной машины при разных частотах вращения ее
вала
Ра . П2д Ра Дга
Pb n2b pb t]rb
Давления, создаваемые центробежной машиной в по-
добных режимах, пропорциональны плотности переме-
щаемой ею среды (жидкости или газа).
Из формулы для расчета мощности на валу центро-
бежной машины следует:
ДГ _ fqQq^ag . ft _ PvQbH bg
а Да b Vl,
Соотношение между мощностями на валах двух цен-
тробежных машин, работающих в подобных режимах,
Д _jaQaHayh
'V/, PbQbHbVa ’
79
Учитывая выражения (3-85) и (3-87), получаем:
Ng _ п*а Ра Tl> (3-91
lVb Ds2b п*Ь Pb la
Мощности на валах центробежных машин, работаю-
щих в подобных режимах, относятся как пятые степени
наружных диаметров рабочих колес, кубы частот вра-
щения валов, первые степени плотностей перемещаемых
машинами сред и обратно пропорциональны к. п. д.
При небольшой разнице в размерах и частотах вра-
щения машин можно полагать ца=Ць-
Для данной машины, подающей несжимаемую жид-
кость (вода, нефтепродукты, растворы), ра=рь', D2a=
=D2i, и формула (3-91) приобретает простейший вид:
АД и3/, '
Соотношения (3-85) — (3-92) называют формулами
пропорциональности.
Для удобства пользования изложенным материалом
формулы пропорциональности сведены в табл. 3-1.
Таблица 3-1
Изменение паолметров Q, И, р, V
при изменениях Dj/z и р при измене- НИИ .Vp при измене- ниях D-i при измене- ниях п
Qa = Qb "Лею Qa - -о с. II £> t>j to In Qa^Qb^
D32b пь ’lob - %
на нь О\а п*а !! а~- = fib На=НЬ^ ,, ,Г п1а Пд—Пь П2Ь
^22Ь П~[} ДЫ
Ра Pb Ра ^22а л2£1 г1"а Ра D\a Пга
Pb В2гЬ М2(, ТгЬ Р,г - Ра~Pl, D22b Ра— Pb п2. '* о
Лф = Ра ?b ^52b «’b rla 4 Pb Л’а=А'ь^ U 2Ь п‘а
Применяя формулы пропорциональности, можно по-
лагать к. п. д. машин, работающих в подобных режимах,
п р а кти чес к и одпна ковы м и.
При строгих расчетах следует иметь в виду некото-
рое повышение к. п. д. при увеличении размеров вепти-
80
лятора (насоса). Не следует, однако, думать, что пере-
счет Q, Н и N по формулам пропорциональности приво-
дит к правильным результатам независимо от условий,
в которых работает центробежная машина. Работа ма-
шины определяется не только ее свойствами, но п свой-
ствами трубопроводной системы, подключенной к ней.
Поэтому определение основных параметров Q, Н и N
машины, включенной в трубопроводную систему, долж-
но производиться, как указывается ниже, с учетом рабо-
чих свойств последней.
в) Основы метода моделирования. При
проектировании крупных центробежных и осевых машин
целесообразно применять моделирование. Сущность это-
го метода заключается в испытании модели малых раз-
меров, подобной запроектированной машине, и перене-
сении результатов испытания модели по законам подо-
бия па машину натурных размеров.
Испытание модели или подтверждает правильность
расчетов и конструктивного оформления проектируемой
машины, или же указывает на несоответствие проектных
данных действительности. В последнем случае модель
конструктивно изменяют и доводят до такой формы, ко-
торая удовлетворяет данным, требующимся для проек-
тируемой машины. Правильные размеры последней по-
лучаются пересчетом размеров «доведенной» .модели по
законам подобия на натуру.
Машина натурных размеров п ее модель должны
быть геометрически подобными. При моделировании
машин, работающих на газах при низких давлениях
(вентиляторы) или жидкостях (насосы, турбины), со-
блюдение условий Л4О=Л4Й и ka=kb не имеет смысла.
Соблюдение условия 1'т,г=Г’г/, здесь также не обязатель-
но, потому что при работе таких машин гравитационные
силы, учитываемые числом Фруда, не имеют существен-
ного значения. Поэтому тля центробежных н осевых вен-
тиляторов, а также насосов условия подобия определя-
ются геометрическим подобием п равенствами
Ре(,==[?С(Л (3-93)
а для центробежных и осевых компрессоров
.'<еа 'Л-; .1/; Sha’^ )Sh.; ki; - k,. (3-94)
Легко убедиться в том, что осуществление условий
точного подобия представляется практически трудным.
6—130 81
Так, например, геометрическое подобие модели и нату-
ры должно распространяться не только на все основные
размеры конструкции, но и на шероховатость поверхно-
стей проточной части машин. Но подобрать шерохова-
тости поверхностей натуры и модели так, чтобы отно-
шение их равнялось коэффициенту <5/ геометрического
подобия, практически невозможно.
Посмотрим, какие требования к модели предъявляет
условие ReM=Rerl. Приняв за характерные параметры
машины диаметр D2 и скорость и2, на основании послед-
него равенства получим:
Отсюда видно, что при vM=vH частота вращения вала
модели должна быть существенно выше частоты вра-
щения вала натурной машины.
Если, например, изготовляется модель вентилятора
с /1„=730 об/мин в Нз натуральной величины, то часто-
та вращения вала модели должна быть
пм=730 - 52=18 2 50 об/мин.
Применение модели с такой частотой вращения вала
практически нецелесообразно.
Движение в проточных полостях крупных центробеж-
ных п осевых машин характеризуется высокими зна-
чениями Re, обусловливающими, как показывает опыт,
автомодельность движения.
При автомодельности движения подобие потоков осу-
ществляется при условии геометрического подобия, и,
кроме того, равных числах Струхаля. Это обстоятельст-
во снимает затруднения, вызываемые необходимостью
соблюдать условие Rc„== ReIh Поэтому моделирование
насосов и вентиляторов можно проводить приближенно
по условиям геометрического подобия и для пересчета
параметров пользоваться формулами пропорционально-
сти.
Размеры моделей вентиляторов ограничивают мини-
мальным значением диаметра колеса /?2мии=350 мм.
Меньшие диаметры дают существенные отклонения от
условий подобия вследствие невозможности соблюдения
геометрического подобия шероховатости.
Коэффициенты полезного действия машин, работаю-
щих в подобных режимах, приближенно можно пола-
82
гать одинаковыми. При точных расчетах к. п д. коррек-
тируют по опытным формулам.
г) Пересчет характеристик при изме-
нении частоты вращения вала. Пусть имеется
характеристика при п—па (рис. 3-34).
Требуется построить характеристику Я=/(<2) при
Пь>Па, ПОЛаГаЯ Приближенно T]c,a=T]o&; Г]1а=Т)гЬ; Т]ма =
—Т]мЬ
Из уравнений (3-86) и (3-88) имеем:
Q ^Q ^- // //. ?;\
^0 '-U и ’ 1 « м*
rLa а
Взяв на характеристике для частоты вращения вала
па точку 1а, графически определяем координаты Q'a и
Н'а. Затем вычисляем координаты точки 1Ь характерис-
тики для частоты вращения вала Пъ по формулам;
Q\, = Q'a^;
Г1а '4 а
и по этим координатам наносим точку 1Ь.
Аналогично по кордина-
там точек 2а, За, 4а ... вы-
числяем координаты точек
2b, 3b, 4Ь . .. Нанеся эти
точки и соединив их плавной
кривой, получим характери-
стику H=f(Q) для частоты
вращения вала пь.
Точно так же можно по-
строить точки 1с, 2с, Зс ...
характеристики при частоте
вращения вала п,-
Соединим точки la, 1Ь,
1с, ..., 2а, 2Ь, 2с, ..., За, ЗЬ,
Зс ... соответственно плав-
ными кривыми. Очевидно,
это параболические кривые,
удовлетворяющие уравне-
нию
H=mQ2. (3-95)
Рис. '3-34. Построение харак-
теристик H — по формулам
пропорциональности.
Эти кривые называются линиями пропорционально-
сти. При нанесении линий пропорциональности на график
пользуются формулами пропорциональности, являющи-
мися результатом подобия центробежных машин. По-
6*
83
этому точки пересечения линий пропорциональности
с характеристиками при различных числах обо-
ротов определяют параметры Q и Н для подобных ре-
жимов работы машины.
При точном пересчете характеристик по формулам
пропорциональности следует учитывать изменения соот-
ветствующих к. п. д., пользуясь формулами для расчета
к. п. д., основанными ла экспериментальных данных.
Аналогично с изложенным могут быть построены
характеристики .мощности Лг^=/- (Q) для любой частоты
вращения по дайной характеристике (рис. 3-35).
Пусть дана характеристика мощности при п„. Тре-
буется построить характеристику мощности при ш, -л'...
Воспользуемся соотношениями (3-86) и (3-92):
V.
'-Ы ’-U *» ’ ' ll ц а ‘
it'd fl а
Пересчитав координаты, проыволыюй точки 1а, по-
лучим координаты точки lb:
О'. Q'" . Л^=^'
п«
по которым наносится точка 1Ь
ности при частоте вращения вала
Аналогично пересчитываются
За, 4а ... и по новым значениям
точки 2b, 3b, 4Ь ... Соединив их плавной кривой, полу-
чим характеристику мощности при частоте вращения //*.
Исключение из выражений (3-86) и (3-92) частот
вращения вала приводит к следующей зависимости:
= --9С)
*»а Ча
п
а а
характеристики мош-
п*.
координаты точек 2а,
координат наносятся
или
N=eQ3. (3-97)
Следовательно, линии пропорциональности для ха-
рактеристик мощности, связывающие точки подобных
режимов работы машины, являются кубическими пара-
болами.
Семейства кривых, изображенных на рис. 3-36, пред-
ставляют собой действительную характеристику центро-
бежной машины при переменной частоте вращения
вала.
На рис. 3-36 представлены совместные характеристи-
ки напора и мощности центробежной машины в общей
координатной системе.
=84
д) Безразмерные характеристики. Рас-
смотренные действительные характеристики являются
.размерными или индивидуальными характеристиками,
применимыми лишь к данной машине. Однако сущест-
вуют приемы изображения характеристик в таких коор-
динатах, что они получаются применимыми для целой
серии подобных машин, — это безразмерные характе-
ристики. Они строятся в безразмерных координатах,
•обозначаемых общепринятыми для подачи, напора, дав-
Рис. 3-35. Построение характери-
стик N=F(Q) по формулам про-
порциональности.
Рис. 3-36. Характеристики
центробежной машины при же-
ременном числе оборотов.
зуепия, _мощиости и к. п. д. буквами, но с чертой сверху:
Q, 77, //ст, I1, т], Т)ст-
Рассмотрим тип безразмерных параметров, введен-
ных в употребление ЦАГИ для вентиляторов.
Если имеются две подобные машины, отмечаемые
индексами а и Ь, то иодачи их будут:
Ввиду геометрического и кинематического подобия
этих машин можно записать:
^tb
Dsi,
= k = const;
t ra
U2(j
— = m = const
“tb
(для всей серии подобных машин).
85
Поэтому
Qa = it^/nZ)22auM и Q,-, = nkmD2^/,,
или
Qa = 4ta^»UM
и
Qi, = 4km ulb.
Следовательно, геометрически подобные машины, на-
ходящиеся в подобных режимах работы, характеризу-
ются соотношением
<3Д__________Qb
nD22a r.D\b
4 w2a 4
- 4km = const.
Отношение
__2__=о
kD-2
_4 U2
(3-98)
где Q — безразмерная подача машины, называемая так-
же коэффициентом подачи.
Для данной машины, работающей при постоянной
частоте вращения, параметр Q изменяется пропорцио-
нально расходу и может быть легко рассчитан.
Воспользуемся уравнением Эйлера для машин, ра-
ботающих в подобных режимах:
Н ____и2асгиа уу ___цгйсаиЬ
“ ~ е 11 ~~ g ’
или с учетом условий кинематического подобия
уу «4%а и
а g " g ’
-£^a==jZ^_£^__=m_ const.
u-2a u22b u22
Отсюда следует
(3-99)
где Н — параметр, не имеющий размерности и называе-
мый безразмерным полным напором или коэффициентом
напора.
80
Для данной машины, работающей с постоянной час-
тотой вращения, параметр Н пропорционален полному
напору.
Аналогичным путем могут быть введены параметры:
безразмерное давление (коэффициент давления)
безразмерная мощность (коэффициент мощности)
— Р“%
Разумеется, к. п. д. является безразмерным парамет-
ром, и поэтому
т] == ij. (3-102)
с) Универсальные характеристики. По
аналогии с топографической картой, дающей представ-
ление о широте, долготе и высоте расположения каждой
точки на местности, где высота дается горизонталями,
:. е. линиями постоянной высоты, можно построить топо-
графическую, т. е. универсальную, характеристику цен-
тробежной машины. Для этого по осям прямоугольной
координатной системы откладывают аналогично долготе
и широте в топографической карте местности основные
параметры машины Q и Н или Q и N, а к. п. д. анало-
гично высоте местности дается в виде изолиний, т. с. ли-
ний постоянного к. п. д.
Рассмотрим построение двух типов универсальных
характеристик.
Характеристика Q—N—ц. Пусть задана характерис-
тика центробежной машины при переменной частоте
вращения (рис. 3-37) кривыми Q—Н, Q—N и Q—ц.
Проведя горизонтальную линию, соответствующую зна-
чению к. п. д. T)'=const, получим точки пересечения Г,
2', 3' ... этой линии с характеристиками к. и. д. при час-
тотах вращения вала zij, п2, п3 ... Проведем теперь
через точки Г, 2', 3' ... вертикальные линии до пересе-
чения их соответственно с характеристиками Nf, Nz,
.V.-j ... Полученные точки пересечения будут определять
значения расхода и мощности, при которых q-=г/. По-
этому, соединяя точки пересечения указанных верти-
кальных линий с характеристиками мощности при раз-
87
пых частотах вращения вана плавной линией, получаем
изолинию rf—con«t.
Подобным образом можно получить изол чини i]"—
=const, r|/,/=const и т. д. Максимальный к. п. д. маши-
ны определяется точкой а, как вершиной топографичсс-
Рис. 3-37 Построение характеристики Q—N—г] центробежной
машины.
к®й диаграммы или упиверсальной характеристики,
представляющей собой совокхчпюсть линий q=const. по-
строенных в системе координат >.)
Чем большее количество кривых Q—/7, Q—V. Q—р
использовано для построения универсальной" .характе-
ристики, тем полнее. последняя отражает рабочие свой-
ства центробежной машины.
Характеристика Q—И—ц. Если заданы характерис-
тики Q—Н и Q — I] при различных частотах вращения
вала машины, то универсальная характеристика Q—Н—г)
может быть построена следующим способом. Прово-
дим на графике (рис. 3-38) горизонтальную линию про-
извольно выбранного к. п. д. т]=г]'. Точками пересечения
этой линии с кривыми г)=НП) при различных частотах
вращения вала будут Г, 2', 3', 4' ... Если провести че-
рез эти точки линии, параллельные оси ординат, то но-
яь
лучатся точки пересечения с кривыми //=/ (Q). Эти
точки соответствуют постоянному к. п. д. ц7. Поэтому,
соединив их плавной линией, получим на графике //=
=f(Q) линию постоянного к. п. д. т/. Аналогичным пу-
тем МОЖНО построить ИЗОЛИНИИ К. И. Д. 1]", Г)"' и т. д.
Рис. 3-38. Построение характеристики Q—Н—г| центробежной
машины.
Полученная указанным путем совокупность линий
постоянных к. п. д. в координатной системе Q—Н и
представляет собой универсальную .характеристику
Q—Н—ту Такая характеристика дает отчетливое пред-
ставление об энергетических свойствах машины , потому
что для любой точки в поле графика известны расход,
напор, к. п. д. и частота вращения вала.
ж) Испытания насосов1. Основная задача
испытания заключается в получении характеристик на-
пора (давления), мощности и к. п. д. путем непосредст-
венных измерений па работающей машине.
Практически достаточно провести измерения при по-
стоянной частоте вращения вала, а затем, пользуясь
1 Здесь рассмотрены общие вопросы испытаний и указаны про-
стейшие способы измерений. Испытания насосов проводятся в со-
о 'ветствии с ГОСТ 6134-71.
89
условиями подобия, можно пересчитать характеристики
на заданную частоту вращения вала. Однако при точ-
ных испытаниях машин следует производить измерения
и строить характеристики для различных частот враще-
ния вала, не пользуясь условиями подобия.
При испытании подлежат измерению подача, давле-
ние, мощность и частота вращения вала машины.
Рис. 3-39. Схема измерений при снятии характе-
ристики центробежного насоса при « = const.
На рис. 3-39 представлена схема измерении, выпол-
няемых при испытаниях насоса.
Изменяя режим работы насоса дросселированием,
измеряют подачу Q, давление р, создаваемое насосом,
крутящий момент М на валу и частоту вращения
п вала.
Измерение подачи в случае испытаний насосов и вен-
тиляторов удобно производить при помощи диафрагмы,
вмонтированной в напорный или всасывающий трубо-
провод.
Диафрагма обусловливает местное падение напора,
м ст. жидкости,
Йд = 5 2Г-
Присоединив сюда уравнение расхода
Q = 4- dac,
4 ’
90
получим:
гае
Q—m l 'ha,
(3-103)
При известных диаметре трубопровода d. и диаметре
отверстия диафрагмы коэффициент местного сопротив-
ления диафрагмы может быть взят по справочным дан-
ным. Следовательно, коэффициент т может быть вы-
числен и формулой (3-103) удобно пользоваться для
определения расхода [Л. 14, 40].
В случае измерения расхода жидкостей /гд измеряют
манометрами с классом точности не ниже 1,0. В фор-
мулу (3-103) /гд подставляется выраженным в мет-
рах столба той жидкости, расход которой измеряется.
При испытании насосов в лабораторных условиях
подачу можно измерять пропуском жидкости в мерные
баки или при помощи водосливного устройства.
Статическое давление, создаваемое машиной, изме-
ряют как разность давлений на напорном и всасываю-
щем патрубках. Для этой цели при испытании насосов
применяют точные пружинные, и дифференциальные
ртутные манометры. Манометры удобно располагать на
одной геометрической отметке, как это показано на
рис. 3-39. В этом случае нет необходимости учитывать
разность геометрических отметок приборов.
При измерениях давлений следует особое внимание
обращать на правильное расположение мест отбора дав-
лений, имея в виду, что всякое изменение направления
движения потока, а также изменение размеров сечения
вызывают появление инерционных сил, влияющих на
давление в месте расположения импульсного отверстия.
Во всех случаях измерений давлений желательно ис-
пользовать несколько импульсных отверстий, объеди-
ненных общей (осредняющей) камерой.
Если измерениями определены абсолютные давления
р> п р2 во всасывающем и выходном патрубках машины,
то полный напор, создаваемый машиной, будет:
уу__Pi Р\ I С2,*
~ Pg ' 2g •
* При условии расположения манометров на одной геометри-
ческой отметке (рис. 3-99).
91
Соответственные значения Q и Я, полученные изме-
рениями, наносят на графике и через полученные точки
проводят плавную кривую H=j(Q).
Мощность па валу машины определяют путем изме-
рения крутящего момента М и частоты вращения п или
мощности па валу двигателя.
Измерение крутящего момента на валу машины мож-
но производить несколькими способами. Весьма удобно,
в лабораторных условиях применять мотор-весы; в этом
случае статор электродвигателя, приводящего в движе-
ние машину, подвешивают па шариковых или роликовы.х
иодшплпика.х, геометрические оси которых совпадают
с осями статора и ротора электродвигателя. Очевидно,
что крутящий момент, создаваемый электродвигателем,
i; непосредственно передаваемый через муфту вала при-
водимой машины, создается в результате силового взаи-
модействия между об.мотками ротора и статора электро-
двигателя. Поэтому момент, вращающий вал машины,
раней моменту, опрокидывающему статор электродви-
гателя; последний момент измеряется подвешиванием
уравновешивающего груза к рычагу, радиально при-
крепленному к статору электродвигателя. Если масса
груза, подвешенного к рычагу, равна т (кг), а расстоя-
ние точки подвеса его от геометрическое! оси машины
равно L /м), то момент, передаваемый электродвигате-
лем па вал .машины, равен:
Af It/al.
Другой способ измерения крутящего момента за-
ключается в применении торсионного (крутильного) ди-
намометра. При этом между валами электродвигателя
и приводимой машины устанавливают упругий валик,
сделанный из стали, с высоким пределом пропорцио-
нальности. Момент, передаваем ин тагп.м агтиком, про-
порционален углу закручивания его\ поэтому достаточно
измерить угол закручивания при вращении валика по-
средством стр отоскопического устройства и ио нему
определит!., момент па вату машины.
В производственных условиях наиболее доступным и
дающим хорошие результаты является способ определе-
ния мощности на валу по электрической мощности ни
зажимах приводного электродвигателя.
Применяя томные электрические приборы, измеряют
электрическую мощность на зажимах электродви-
92
гателя и по зависимости между мощностью на зажимах,
и к. п. д. электродвигателя определяют мощность двига-
теля NKB, которая при соединении муфтой равна мощ-
ности на валу машины:
jV= Г| д RiV ;)Д.
Частоту вращения вала машины измеряют тахомет-
ром или счетчиком.
По измеренному крутящему моменту па валу маши-
ны и частоте вращения вала легко определить мощ-
ность, кВт,
При испытании к. я. д. машины определяют как
частное от деления полезной мощности на мощность,
на валу:
_ JV„ __рЧ/Ч/
71 ~ЬГ ~~ KJOOiV •
Нанесением на график соответственных значений Q,
Л' и Q, т), измеренных для различных режимов, устанав-
ливаемых дросселированием, получаем возможность
построить характеристики /V==A(Q) н (Q).
3-12. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
Основной задачей регулирования машины является
подача в сеть расхода Q (м3/с), заданного определен-
ным графиком. При этом, как показывают характерис-
тики машины, изображенные совместно, все основные
параметры машины /7, р, .V и г) имеют тенденцию из-
меняться. Однако сеть трубопроводов и потребители
накладывают па некоторые из параметров определен-
ные условия. Так, например, насосы и вентиляторы, по-
крывая заданный график расходов, должны создавать
переменное давление, определяемое потребителем и гид-
равлическими свойствами системы трубопроводов.
Компрессоры в некоторых случаях работают на сеть
с переменным Q, но должны обеспечить постоянное
давление р (пневматический инструмент, воздушные
молоты); в других случаях они работают с постоянным
Q при переменном р (доменный и ваграночный процес-
сы и т. п.).
93
Таким образом, возможны различные варианты за-
дачи регулирования подачи.
а) Дроссельное регулирование ири п=
=consf. Пусть центробежная машина включена в трубо-
проводную систему так, как показано на рис. 3-40.
Представим на графике (рис. 3-41) характеристики
напора (энергии), мощности и к. п. д. центробежной
Рис. 3-40. Центробежный насос
в системе трубопроводов.
ной машины, а
трубопровода, то
машины при постоянном чи-
сле оборотов. На этом же
графике нанесем характери-
стику трубопроводной сети,
на которую включена маши-
на: при этом будем шредпо-
лагать, что регулирующий
дроссель открыт полностью.
Установившийся режим
работы машины возможен
только при условии, что на-
пор машины равен напору,
расходуемому в системе. Так
как первый из них выража-
ется ординатами характери-
стики центробеж-
характеристики
казанное равенство
второй — ординатами
очевидно, что у
наблюдается только в точке а пересечения характерис-
тик. Таким образом, точка « определяет режим работы
установки, т. е. подачу, напор, мощность и к. п. д. маши-
ны, при полностью открытом дросселе. Эти величины
па рис. 3-41 обозначены соответственно Q, Н, N, т].
В случае прикрытия дросселя на напорной трубе
точка а передвинется по характеристике машины влево
вверх и займет положение о/, определив тем самым но-
вые значения параметров Q'ver, N'ver-
Дальнейшее прикрывание дросселя вызывает смеще-
ние характеристики трубопроводной системы еще боль-
ше вверх, и точка а передвинется, например, в точку а",
дающую новые значения Q"per, Н"рег, ч]"рег, и т. д.
Следовательно, дроссельное регулирование при п=
=const достигается введением дополнительного гид-
равлического сопротивления в сеть трубопроводов ма-
шины.
Поскольку наибольшая подача достигается при пол-
ностью открытом дросселе (точка а), дроссельное регу-
44
лирование применяют только с целью уменьшения по-
дачи.
Из графиков рис. 3-41 очевидно, что дросселирова-
ние уменьшает мощность на валу машины и вместе
с тем повышает долю энергии, расходуемую при регули-
ровании; поэтому оно неэкономично. Так, например,
при регулировании до Q"11cr напор, непроизводительно
Рис. 3-41. График дроссельного регулирования цен-
тробежной машины.
затрачиваемый в дросселе, определяется отрезком &Н"
ординаты, а теряемая при этом в насосе мощность
будет:
д дг_PQ"pergArt"per
!000-у'рег '
Чем более глубоко осуществляется процесс регули-
рования, тем более непроизводительна затрата мощ-
ности.
Энергетическая эффективность этого вида регулиро-
вания центробежных машин низка, однако ввиду чрез-
вычайной простоты этот способ имеет широкое приме-
нение.
При дроссельном регулировании центробежных на-
сосов, подающих жидкость, дроссель располагают на
напорной трубе. Если разместить его па всасывающей
трубе, то при глубоком регулировании могут возникнуть
95
кавитационные явления в потоке и нарушение нормаль-
ной работы насоса.
Подача центробежной машины при постоянной час-
тоте вращения может изменяться не только вследствие
изменения открытия дросселя, но и по причинам, свя-
занным с изменением давления в системе трубопрово-
дов. Представим себе, что по какой-либо причине по-
вышается давление р2 в напорном баке. На рис. 3-41
это отразится в смещениях характеристик трубопровода
вверх на одинаковые отрезки при всех подачах: при
этом точка а пересечения характеристик будет передви-
гаться по характеристике машины влево п вверх; это
означает, что подача машины уменьшается. Уменьшение
давления наоборот, вызывает увеличение подачи
машины. Диалогично влияет па подачу машины измене-
ние геометрической высоты.
В некоторых случаях режим работы центробежной
машины может изменяться самопроизвольно (без пря-
мого вмешательства эксплуатационного персонала). Так,
например, если в установке, включенной по схеме па
рис. 3-40, прекратился расход жидкости из напорного
бака, а центробежная машина продолжает работать, то
статическая высота подачи будет возрастать ввиду из-
менения р2 и это повлечет за собой смещение .ха-
рактеристики трубопровода параллельно вверх. Точка а
будет передвигаться по характеристике машины влево
вверх, подача машины будет уменьшаться при одновре-
менном возрастании напора и снижении мощности. Та-
кой процесс может привести к понижению подачи ма-
шины до пуля; это произойдет в тот момент, когда ста-
тическая высота подачи (сумма геометрической высоты
и высоты давления) сравняется с напором холостого
хода машины.
В заключение отметим, что дросселирование как спо-
соб регулирования допустимо только в тех случаях, когда
потребляемая мощность уменьшается с уменьшением по-
щади О 0j . Если же потребляемая мощность возрас-
тает с уменьшением подачи 10 дросселирова-
ние как способ регулирования бессмысленно, поскольку
оно вызывает увеличение потребляемой мощно сти.
б) Р е г у л и р о в а и и е и з м е и енпем частот ы
вращения вала машины. В тех случаях, когда
9б
имеется возможность изменять частоту вращения вала
двигателя, приводящего в движение центробежную ма-
шину, целесообразно регулировать подачу изменением
частоты вращения.
Пусть центробежная машина, включенная но схеме
на рис. 3-40, работает при частотах вращения щ, п2,
п3 ..., причем П1<«2<«з Нанесем в общей коорди-
натной системе характеристики этой машины при ука-
Рис. 3-42. График регулирования центробежной
машины изменением частоты вращения.
.нпшых условиях и характеристику трубопроводной сети
(рис. 3-42). Точки пересечения характеристик
иашииы с характеристикой трубопровода, обозначенные
на графике через щ, аг, аз ..., определяют режимы ра-
боты установки при различных частотах вращения. Из
графика видно, что изменением частоты вращения мо-
гут быть достигнуты различные подачи QpCr, Q'per,
Q//Zper ... и напоры Я'рсг, Я"рег, Я"'Рег . .., причем с уве-
личением частоты вращения подача и напор увеличива-
ются, а с уменьшением ее — убывают. Мощность н
к. и. д. могут быть определены из кривых мощности и
К. И. Д. ПО имеющимся значениям подачи Q'pcr, Q"per
На графике это показано для частоты вращения п-.
В отличие от способа регулирования при n=const
данный способ регулирования дает возможность регу-
лировать подачу в любом направлении.
7—130 97
Потери энергии, обусловленные гидравлическим со-
противлением дросселя, здесь не имеют места, и поэтому
данный способ в эксплуатации выгоднее первого. Одна-
ко применяется он значительно реже. Преобладающее
количество центробежных машин небольшой подачи
приводится в движение короткозамкнутыми электро-
двигателями трехфазного тока, изменять частоту вра-
щения вала которых с целью регулирования расхода
невозможно. В таких случаях для центробежных машин
применяют дроссельное регулирование при n=const,
хотя это и невыгодно.
Мощные центробежные машины снабжают электро-
двигателями, допускающими плавную или ступенчатую
регулировку частоты вращения. Такие электродвигатели
дороги и применение их оправдывается в редких слу-
чаях. В эксплуатации машинные агрегаты с такими
электродвигателями энергетически эффективны и име-
ют высокие к. и. д. установки.
Крупные центробежные машины (насосы, турбоком-
прессоры), применяющиеся в металлургии, химической
промышленности и на центральных тепловых электри-
ческих станциях, часто выполняются с паротурбинным
приводом. Регулирование подачи в таких случаях про-
изводится изменением частоты вращения вала машины.
Для этого можно изменять частоту вращения турбины
воздействием на ее паровпускное устройство. Можно
также включить между валами двигателя и приводной
машины механический вариатор скорости или гидравли-
ческую муфту1. Тогда, сохраняя частоту вращения вала
двигателя постоянной и изменяя передаточное отноше-
ние вариатора или гидромуфты, получаем переменную
частоту вращения вала приводимой машины.
Применение гидромуфт ввиду их высокой стоимости
оправдывается только в мощных высокооборотных уста-
новках при неглубоком регулировании. Глубокое регу-
лирование гидромуфтой неэффективно, потому что ее
к. п. д. снижается пропорционально частоте вращения
вала насоса (вентилятора).
Регулирование при помощи гидромуфты существен-
но выгоднее дроссельного регулирования при n=const.
Ввиду высокой стоимости вариаторов и гидромуфт,
дающих плавное изменение скорости вала машины,
1 О способе действия гидромуфт и их конструкциях —
см. [Л. 18].
98
в некоторых случаях целесообразно применение ступен-
чатого изменения частоты вращения (специальные элек-
тродвигатели и ступенчатые вариаторы) с дорегулиров-
кой до требующейся подачи дросселированием. На
рис. 3-43 показан график такого смешанного регулиро-
вания подачи. Пусть основная частота вращения цен-
тробежной машины п, а ступенчатым вариатором можно
Рис. 3-43. График смешанного регулирования подачи
центробежной машины.
получать частоты вращения пх>п и п2<_п. Предполо-
жим, что регулированием следует получить подачу
Q'per- Изменяя частоту вращения вариатором скорости
до Пх, получаем подачу Qperi- Вводя дроссель и создавая
им сопротивление 1\Н'рег, получаем требующуюся пода-
чу Q'per- Без регулирования частоты вращения полу-
чение такой подачи у данной машины было бы невоз-
можно.
Если требуется отрегулировать подачу до Q"per<Q,
то следует уменьшить частоту вращения до п2 и дроссе-
лем уменьшить напор на ДЯ"рег- При регулировании
расхода до Q"rer при частоте вращения п только дрос-
селем потери напора в дросселе составляли бы Д//">
>ЛН"рсг.
Таким образом, смешанное регулирование со ступен-
чатым изменением частоты вращения с энергетической
стороны более эффективно, чем простое дроссельное ре-
гулирование.
1* 99
в) Регулировал и е поворотными направ-
ляющими лопастями па входе в рабочее
колесо. Из уравнения Эйлера (3-8) следует, что
удельная энергия, передаваемая потоку жидкости в цен-
тробежной машине, существенно зависит от условий
входа па рабочие лопасти. Закручивание потока, посту-
пающего в рабочее колесо, влияет па величину напора
п при заданной характеристике трубопровода изменяет
Рис. 3-44. Центробежная машина с осевым направляющим аппара-
том на входе.
подачу машины. Отсюда возникает возможность регу-
лирования воздействием па поток, входящий в машину,
особого лопастного направляющего аппарата. Послед-
ний может выполняться в двух основных конструктивно
различных вариантах — осевом п радиальном.
На рис. 3-44 дана схема осевого направляющего
аппарата, состоящего из лопаток Л с радиальными ося-
ми вращенипя: лопасти поворачиваются все одновремен-
но при помощи особого перестановочного кольца. Одно
из положений лопаток соответствует размещению их
в меридиональных плоскостях; при этом поток па входе
в рабочее колесо будет радиальным. Другое характер-
ное положение лопаток будет соответствовать полному
их закрытию, когда Q=0. Промежуточные положения
лопастей будут давать некоторые регулируемые значе-
ния подачи.
Конструкция осевого направляющего аппарата па
входе удобна при осевом подводе потока жидкости к ма-
шине (вентиляторы типа ВД).
К,О
На рис. 3-45 представлена схема направляющего
аппарата радиальной конструкции, установленного на
входе. Здесь круговая цилиндрическая решетка поворот-
ных лопаток с осями, параллельными геометрической
оси ротора машины, также обусловливает отклонение
потока от меридиональных плоскостей. Это отклонение
регулируется углом расположения средней плоскости
лопаток относительно меридиональных плоскостей, про-
Рис. 3-45. Центробежная машина с радиальным направляющим ап-
паоатом на входе.
ходящих через оси поворота лопастей. Как видно из
рис. 3-45, радиальный направляющий аппарат требует
радиального подвода потока жидкости к центробежной
машине; поэтому комбинирование такой машины с тру-
бопроводом менее удобно, чем в случае осевого направ-
ляющего аппарата.
Направляющие аппараты следует располагать в не-
посредственной близости от входа в колесо (чем ближе,
тем лучше); только в этом случае достигается эффек-
тивное регулирование. Если направляющий аппарат
располагать на некотором расстоянии от машины, то
эффективность его может быть низкой из-за быстрого
торможения вращательного движения потока, создавае-
мого направляющим аппаратом на участке трубопрово-
да между направляющим аппаратом и машиной.
Рассмотрим график регулирования подачи направ-
ляющим аппаратом па входе (рис. 3-46). На графике
нанесены характеристики напора и imoihhocth при п=
101
=const, соответствующие трем различным положениям
направляющего аппарата па входе. Эти кривые обозна-
чены соответственно через Hi, Н2, Н3, Nlt Л;2 и N3. При
работе центробежной машины на заданную систему тру-
бопроводов с характеристикой, показанной па графике,
получаются режимные точки си, а2 и а3, определяющие
подачи Qi, Qller2, Qpera- Мощности, потребляемые при
Рис. 3-46. График регулирования подачи направ-
ляющим аппаратом на входе.
этом, будут Hi, Л^Рег2, Нрегз- Они определяются точками
I, II и III. Соединив плавной линией точки /, II и III,
получим линию изменения мощности машины при регу-
лировании ее подачи .направляющим аппаратом на вхо-
де. Эта линия лежит ниже линии мощности Л^, что ука-
зывает на уменьшение потребления энергии при регули-
ровании направляющим аппаратом на входе по сравне-
нию с дроссельным регулированием при n=const. Во-
обще же уменьшение потребляемой мощности при регу-
лировании рассматриваемым способом определяется
здесь ординатами вертикально заштрихованной площа-
ди между линиями Nt и I—II—III. Это подтверждает
сравнительную экономичность данного способа регули-
рования центробежных вентиляторов.
г) Поля подач и напоров при различных
способах регулирования. Изменение подачи
машины, обусловленное требованиями производства,
в большинстве случаев сопровождается изменением ее
к. п. д. Поэтому только в редких случаях встречаются
102
машины, работающие постоянно при максимальном
к. п. д.
Отклонение к. п. д. от его максимального значения
обычно тем значительнее, чем глубже регулируется 'ма-
шина. Работа машины с низким к. п. д. невыгодна, по-
этому допустимые отклонения к. п. д. от его максималь-
ного значения регламентированы ГОСТ или ведомствен-
Рис. 3-47. Построение поля ха-
рактеристики машины с регу-
лируемой частотой вращения.
Рис. 3-48. Построение поля харак-
теристик Мишины с дроссельным
регулированием.
ними нормалями. Так, например, при выборе насосов
допускаются режимы работы с к. п. д., отличающимися
на 7% от максимального к. п. д. данного насоса; выбор
вентиляторов (ГОСТ 10616-63) должен производиться
так, чтобы к. п. д. их не падал ниже 0,9i]wai;c. В связи
с этим выбор машин по каталогам удобно производить
не по обычным характеристикам, а по характеристикам,
построенным с учетом допустимого снижения к. п. д.
Если па характеристиках машины выделить участок
с допустимым к. п. д., то получим область, называемую
«полем характеристик». Каждая точка этого поля обес-
печивает работу машины с к. п. д. не ниже допустимого.
Рассмотрим построение полей характеристик при
различных способах регулирования машин.
Пусть машина регулируется изменением частоты вра-
щения ее вала в пределах от hm„ii до /л[;1кс (рис. 3-47).
Проведением на графике линии минимальных к. п. д.,
допустимых в эксплуатации, вырезается заштрихованная
103
площадь abed. Эта площадь представляет собой поле по-
дач и напоров, создаваемых машиной при условии рабо-
ТЫ С Т]5^Т)мин-
Если в квадрант координатной системы Q—Н нанести
поля подач и напора различных машин, регулируемых
изменением частоты вращения, то получится сводный
график полей при переменной частоте вращения.
Выясним поле Q — И машины при регулировании ее
дросселем (обычно на напорной трубе) по рис. 3-48.
Очевидно, что минимальное значение к. п. д. т]мин,
допустимое при эксплуатации машины, определяет уча-
сток ab напорной характеристики, для всех точек кото-
рого Следовательно, при n=const и регулиро-
вании дросселем поле характеристик представляется
участком ab характеристики.
Для расширения области применения насосов широ-
ко пользуются способом обрезки рабочих колес без из-
менения формы рабочих лопастей. Обрезкой называют
уменьшение наружного диаметра рабочего колеса путем
обтачивания его на токарном станке. При этом геоме-
трическое подобие нарушается; поэтому условия подобия
и формулы пропорциональности для пересчета параме-
тров при обрезке применять нельзя.
При обрезке колеса совместное влияние изменений
выходного угла (э2 и диаметра D2 приводит, как показы-
вают опыты, к пропорциям:
> 7Г-=еР-- (3-104)
Уобр 'Tof,p D 20pp
При небольших обрезках колес к. п. д. насоса можно
считать постоянным.
Исключив из пропорций (3-104) диаметры, получим:
Н __ Q*
^обр Q2o6p
ИЛИ
_^обр _
Q2 <2гобр й;
отсюда
FI =.-aQJ, (3-105)
т. е. режимы, удовлетворяющие условиям (3-104), опре-
деляются уравнением параболы (3-105).
104
Выясним влияние обрезки на ноля подач и напоров
насоса.
Имеем характеристику7 насоса с исходным колесом
при п~const (рис. 3-49). Эксплуатационное условие
>]М1Ш позволяет определить
рабочий участок ab харак-
теристики до обрезки.
Задавшись /)20бр и зная
1)2 и параметры Q и И для
точек а и Ь, можно опреде-
лить положения точек с н d
(они лежат на параболах
обрезок, проходящих через
точки а и Ь). Таким образом
определилось иоле подач и
напоров заданного насоси
при условии обрезки до
/^2(,бр.
Обрезка существенно
расширяет область подач и
напоров, перекрываемых на-
Рис. 3-49. Построение поля ха-
рактеристик насоса при обрез-
ке рабочего колеса.
сосом данного типа.
Величина обрезки оценивается отношением
D? ^2(Лр
^2
или
• 100»/о-
Колеса центробежных насосов допускают без замет-
ного понижения к. п. д. тем большую обрезку, чем мень-
ше их быстроходность (рис. 3-50). Максимальная обрез-
ка составляет 10%.
Если в координатную систему Q—II внести поля по-
дач и напоров разных типов насосов при различных их
размерах и допустимой обрезке, то получим сводный
график полей характеристик при n=const.
Построение нолей характеристик вентиляторов, регу-
лируемых направляющими лопастями на входе, произ-
водится при помощи регулировочных характеристик;
одна из форм таких характеристик в безразмерных ве-
личинах дана на рис. 3-51. Здесь Qn—иодача при ней-
тральном положении направляющих лопаток; — соот-
ветственное Qn значение к. и. д.; Q и г]—текущие зна-
чения их при регулировании.
Регулировочные кривые получаются испытанием вен-
тилятора. Для каждого вентилятора может быть пост-
роено несколько регулировочных кривых в зависимости
105
от значения Qn, определяемого условиями работы венти-
лятора на заданную сеть. _
Пусть имеются безразмерные характеристики 11=
==f(Q) и т)-— <p(Q) вентилятора с регулированием на-
правляющими лопастями на входе (рис. 3-52).
Рис, 3-50. Допустимая обрезка
колеса в зависимости от коэф-
фициента быстроходности.
Рис. 3-51. Регулировочная ха-
рактеристика центробежной
машины с направляющим аппа-
ратом на входе.
Пользуясь линией т]=ф(Q) и назначив минимальное
значение к. п. д. г)Мин=0,911макс, получим на основной ха-
рактеристике граничные точки а и b ври работе венти-
лятора с нейтральным положением лопастей. Точка е Co-
ptic. 3-52. Построение ноля харак-
теристик машины с регулирова-
нием направляющим аппаратом
на входе.
Заштрихованная на рис. 3
ответствует работе с ма-
ксимальным к. л. д.
При уменьшении от-
крытия направляющих
лопастей характеристика
Н будет понижаться.
Положение нижней
границы поля определя-
ется допустимым пони-
жением к. п. д. при регу-
лировании выводом на-
правляющих лопастей пз
нейтрального положения.
Это пониженное значение
к. п. д. не должно быть
менее 0,9т]мЯКе (ГОСТ
10616-63).
-52 область abed опреде-
ляет поле характеристик, каждая точка которого опреде-
ляет возможный режим работы машины (при выборе
машины по каталогу).
106
3-13. ПАРАЛЛЕЛЬНОЕ И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОЕ ВКЛЮЧЕНИЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ В СЕТЬ ТРУБОПРОВОДОВ
Насосные установки состоят обычно из нескольких
машин, включенных параллельно в общую трубопровод-
ную систему. Это объясняется в основном работой уста-
новок по заданным графикам непостоянного расхода.
Пусть насосная установка не имеет аккумулирующе-
го (напорного) резервуара и должна покрывать график
с переменными расходами (рис. 3-53). В этом случае
в любой момент времени машины должны давать пода-
чу, равную расходу из сети по заданному графику. В ча-
стности, во время прохождения пика расхода машины
должны давать подачу QMaKC, а во время провала в гра-
фике Qmhh-
Если установка будет состоять только из одной ма-
шины, то эта машина должна быть выбрана на макси-
мальную подачу QManc и вместе с тем должна иметься
возможность регулирования ее до Омни- Это будет маши-
на большой подачи с глубоким регулированием.
Поскольку регулирование всегда связано с потерями энер-
Рис. 3-53. График подач установки центробежных
машин.
гии, такая машина будет работать с низким эксплуата-
ционным к. п. д. и работа ее будет энергетически неэф-
фективной. Кроме того, из условий бесперебойной пода-
чи в сеть вытекает необходимость установки аварийного
107
рсзерза на подачу нс менее QMa[(C1- При одном рабочем
агрегате в установке требуется резерв не менее 100%.
Следовательно, при неравномерном графике расходов
установка лишь одного рабочего агрегата оказывается
невыгодной вследствие повышенных капитальных затрат
и потерь энергии при эксплуатации.
Установка двух одинаковых агрегатов может уже су-
щественно повысить энергетическую эффективность
эксплуатации и снизить вслпчну аварийного резерва до
50%. Вообще увеличение количества рабочих агрегатов
уменьшает аварийный ре-
зерв установки и при благо-
приятной форме характери-
стики r]=/(Q) обеспечивает
энергетически эффективную
эксплуатацию.
На основании изложен-
ного большинство насосных
установок выполняется в ви-
де ряда насосов, включае-
мых в напорную сеть парал-
.тезыю.
Графически исследуя ха-
рактеристики, можно дока-
зать, что центробежные ма-
шины, включенные в работу
параллельно, взаимно влия-
Рис. 3-54. Схема симметрично-
го параллельного включения
двух одинаковых центробеж-
ных машин.
ют одна на другую: подача, напор, мощность и к. и. д.
каждой из них существенно зависят от режимов нагруз-
ки совместно работающих машин.
Рассмотрим графически параллельную работу двух
одинаковых центробежных насосов, включенных в сеть
симметрично (рис. 3-54).
"Лашины по условию одинаковы, поэтому их харак-
теристики А н Б на графике на рис. 3-55 при наложении
совпадают.
Запишем батане удельной энергии установки
(рис. 3-54) , рассматривая поток от уровня 1—1 до точ-
1 Резерв производительности и количество резервных агрега-
тов промышленных и коммунальных насосных станций устанав-
ливаются по строительным нормам и правилам Госкомитета по де-
лам строительства. В установках .тля питания паровых котлов раз-
меры резерва определяются правилами Госгортехнадзора СССР.
108
кп А соединения напорных трубопроводов а и b машин
.1 и Б.
Очевидно, что энергия давления в резервуаре 1,
складываясь с энергией, сообщаемой потоку жидкости
машиной А пли Б, обеспечивает подъем потока на высо-
1’лс. 3-55. График параллельной работы двух симметрично включен-
ных центробежных машин.
ту расположения точки А, создание в этой точке некото-
рых количеств потенциальной и кинетической энергии и
преодоление гидравлических сопротивлений всасываю-
щего и напорного трубопроводов.
Следовательно,
~ 4- = у- + ~ + gbh, (3-106)
где gH— энергия, передаваемая жидкости любым из
насосов А или Б; рд/р — энергия давления в точке А;
109
gZh.— потери энергии во всасывающем и напорном
трубопроводах любого из насосов А или Б; с2/2 — кине-
тическая энергия потока в напорном трубопроводе любо-
го из насосов.
Отсюда можно получить величину удельной энергии
давления в точке А
V = V +'вН ~ ~ т&- <3-107>
г Р
Здесь по известным соображениям сумма потерь
энергии трубопроводов и кинетической энергии потока
принята пропорциональной квадрату подачи каждого из
насосов, т. е.
4+^=--^.
Задавая в графике на рис. 3-55 произвольные подачи
по характеристикам H=f(Q) машин А и Б, можно по-
лучить соответствующие значения Н; зная постоянные
Рь Н\, и рассчитав для этих подач mQ2, можно вы-
числить по (3-107) энергию давления рд/р в точке А
соединения труб. Напоры в точке А будут:
Pjl- PA?g-
Откладывая вычисленные значения /?д/у на графике на
рис. 3-55, получаем характеристики машин А и Б, приве-
денные к точке Д: /7д/у = f (Q)'.
Ординаты приведенных к точке А характеристик
представляют собой высоты давления или в определен-
ном масштабе давления в точке А соединения труб а
и б. Абсциссы этих характеристик — подачи одной из
машин (любой). Ясно, что машины А и Б, работая па-
раллельно, создают в точке А одинаковые давления. По-
этому для любой заданной в точке А высоты давления
рд/у суммарная подача обеих машин получается сложе-
нием абсцисс. Отсюда вытекает следующий способ пост-
роения общей характеристики обеих машин, приведен-
ной к точке А.
Проводим на графике линии произвольных постоян-
ных высот давления
/-’д \ . / Рл . / Ри. \
Y /1 ’ Н/п’ \У/ш
НО
и суммируем соответствующие им абсциссы характеристи-
ки Рд/Y = / (Q)'- Получаем точки /, II, III общей харак-
теристики ~=f машины, приведенной к точке А.
Если брать за аргумент суммарную подачу обеих ма-
шин при их параллельной работе, то ординаты характери-
стики — f (<2Л+ Qr)" будут давать величины давления
в точке А. Эти давления обусловливаются, с одной сто-
роны, работой насосов и подчиняются уравнению
(3-107); с другой стороны, они обусловлены давлением
р2 на уровне 2-2, геометрической высотой Н2—Н4 и
гидравлическим сопротивлением трубопровода Yh/„ т. е.
^/y = a/y + ("2-^)+^.
(3-108)
Последнее равенство — аналитическое выражение ха-
рактеристики трубопровода b и может быть изображено
на графике на рис. 3-55 в виде квадратичной восходя-
щей кривой Ь.
Так как давление, создаваемое в точке А насосами А
и Б, должно быть равно давлению в этой точке со сто-
роны трубопровода Ь, то ясно, Что режим работы уста-
новки определяется единственной точкой а." пересечения
характеристик ^~ = f (Q/ + QJ и Ь.
Получив точку а”, определим, как показано на гра-
фике стрелками, основные параметры при параллельной
работе:
(Q4^-Q/:),, — подача обеих машин (общая);
Q"л = Q" 1; — подача каждой машины;
Н"д Н"г — полный напор каждой машины;
N"л = N"л— мощность каждой машины.
Пользуясь характеристикой мощности машины, мож-
но построить суммарную характеристику мощности ма-
шин, работающих параллельно, следующим образом.
Подача каждой из машин при режиме, определяемом
точкой а", найдется проведением горизонтали из точки
а" до точки х на единичных характеристиках
=f(QY каждой из машин. Абсцисса точки х и пред-
111
ставляет собой подачу каждой из машин при параллель-
ной работе.
Очевидно, мощность N"л = N" 1; определяется как ор-
дината характеристики мощности машин при Q." л = Q" б-
Откладывая сумму N" А-\- N“ L на ординате, проведен-
ной через точку а", получаем точку суммарной харак-
теристики мощности. Аналогично производится построе-
ние других точек суммарной характеристики мощности.
Это сделано на рис. 3-55 для режимов 1 и 11.
Построенные графики позволяют выяснить некоторые
закономерности параллельной работы центробежных
машин.
Если в установке, изображенной на рис. 3-54, одна из
машин (например, /э) выключена, а другая .4 работает
одна, то подача последней определяется абсциссой точ-
ки о/- Q'a, а создаваемый напор равен И'л.
Из графика ясно, что включение машины Б в парал-
лель с А, несмотря на то что машины одинаковы, не уве-
личивает подачу установки в 2 раза:
(Сл + Q j" < (<?' А + Q'£),
или
(Q„ + QB)"<2Q'„ (здесь Q'/1==Q'£).
Из графиков параллельной работы на рис. 3-55 ясно,
что удвоение подачи установки, состоящей из двух оди-
наковых машин, путем подключения второй машины
в параллель с работающей первой получается только
в том случае, когда в общем трубопроводе (от точки А
до напорного резервуара) отсутствуют гидравлические
сопротивления. В этом случае характеристика общего
трубопровода представляется прямой линией, параллель-
ной оси абсцисс.
Чем больше гидравлическое сопротивление трубопро-
вода 6, тем круче поднимается его характеристика и
тем меньше повышается подача установки параллель-
ным подключением второй машины. Так, например, если
трубопровод b обладает характеристикой йь т. е. его со-
противления очень значительны, то повышение подачи
установки при включении машины Б в параллель с ма-
шиной А составляет только (Qa+ —Q'A\, что, как
видно из графика, весьма незначительно (около 17%
Q'ai)
112
Следовательно, параллельное включение существен-
но повышает подачу установки только при малом гид-
равлическом сопротивлении общего напорного трубо-
провода.
Мощность центробежных машин зависит от условии
параллельного включения их. Если, например, машина .4
работает одна, то мощность ее определяется ординатой
характеристики мощности А для режимной точки и'. Эта
мощность по рис. 3-55 равна М'л. Если машина Б под-
ключается на параллельную работу с машиной А. то
мощность последней становится равной N"A. Из графи-
ка ясно, что
Таким образом, включение центробежной машины
г, параллель с работающей понижает мощность по-
следней.
Наблюдается п обратное явление: если одну из ма-
шин, работающих параллельно, отключить, то другие,
остающиеся в работе, самопроизвольно повысят подачу
и мощность1. Это объясняется тем, что при отключении
одной из машин подача установки в целом снижается,
гидравлическое сопротивление общего трубопровода
уменьшается, давление в точке соединения Л по уравне-
нию (3-107) понижается и оставшиеся в работе машины
будут работать при пониженном давлении. Но всякому
понижению давления в соответствии с обычной формой
характеристики машины сопутствуют повышение подачи
и вместе с тем увеличение мощности.
Изложенные здесь общие соображения о параллель-
ной работе двух одинаковых симметрично включенных
центробежных машин можно распространить и на боль-
шее число машин с различными характеристиками вклю-
ченных несимметрично.
Регулирование подачи центробежных машин при па-
раллельном включении может производиться всеми ука-
занными выше способами.
Рассмотрим регулирование установки, состоящей из
двух одинаковых машин, включенных симметрично (см.
рис. 3-54). Характеристики, необходимые для этого,
представлены на рис. 3-56. Точка а" определяет все
основные параметры машин при полном открытии дрос-
селей на напорных линиях машин.
1 Действительно только для центробежных машин с па<250.
8-130 ИЗ
Пусть требуется повысить подачу установки увеличе-
нием частоты вращения машины Б. При этом давление
в точке Л, создаваемое машиной Б, увеличивается. По-
этому характеристика машины Б, приведенная к точ-
Рис. 3-56. График регулирования установки увеличением частоты
вращения вала машины В.
ке Д, займет новое положение, обозначенное на графике
на рис. 3-56 пунктирной линией (/тД£/у)рег == f (ОУ-
Точки общей характеристики обеих машин при их па-
раллельной работе, приведенной к точке Д, получатся в
этом случае путем суммирования абсцисс характеристик
(Л’лд/т^ре, (О' и (Л’д//1)рег=/ (Q)' ПРИ произвольно задавае-
мых высотах давлении (Рь/У)1Г (Рь!УЬ1г Эта характе-
ристика обозначена на графике (pj^per==f(Q^-[-QbpKrY'-
114
Рабочая точка, определяющая режим системы, «"per-
Ее положение определяет новые параметры машин и
установки в делом. Из графика видно, что увеличение
частоты вращения машины Б приводит к следующим
Рис. 3-57. График регулирования установки дрос-
селированием машины Л.
результатам: суммарная подача машин А и Б возраста-
ет за счет повышения подачи машины Б при одновре-
менном понижении подачи машины А; напоры, созда-
ваемые машинами, возрастают; мощность машины Б
увеличивается, а машины А несколько падает.
Следовательно, увеличение частоты вращения вала
одной из машин приводит к самопроизвольному снятию
нагрузки с других параллельно включенных машин.
Графическим исследованием можно показать, что сни-
жение частоты вращения вала одной из машин приводит
к понижению подачи установки в целом; при этом пода-
8* 115
-ia регулируемой машины уменьшается при одновремен-
ном увеличении подачи других машин.
Таким образом, регулирование подачи установки из-
менением частоты вращения одной из машин влияет на
работу других машин.
Рассмотрим случай дроссельного регулирования
одной из параллельно включенных центробежных машин
(рис. 3-57). Характеристики машин при полном откры-
тии дросселей приняты по рис. 3-56.
Если дроссель машины А прикрывать, то в соответст-
вии с уравнением (3-107) давление, создаваемое в точке
\ машиной А, понизится, характеристика машины А,
приведенная к точке Л, опустится и .займет положение,
показанное па графике пунктирной линией (,'ЛA!^yvv=f(QY.
Суммарная характеристика машин Л и Б также пе-
реместится вниз п влево и изобразится линией (рл =
Режимная точка а"рег определит рабочие параметры
машин в режиме регулирования Q"A , Q"r, #"Дрег —
Из графика видно, что дросселирование машины А по-
нижает подачу установки от (фд4~ Qr)" до per +
Это получается за счет понижения подачи машины А с
Q” ( до , хотя подача машины Б при этом несколь-
ко повышается.
Следовательно, дросселирование одной из машин
установки, понижая подачу установки в целом, вместе
с тем нагружает другую машину.
Из характеристик мощностей легко выясняется, что
дросселируемая машина снижает мощность на валу;
одновременно происходит некоторое повышение мощно-
сти на валу другой машины установки.
Независимо от количества параллельно включенных
машин понижение подачи установки регулированием
любой из них дросселем при постоянном числе оборотов
влияет на все прочие машины, несколько увеличивая их
подачу и мощность. Интенсивность взаимного влияния
параллельно включенных машин при регулировании
дросселированием в разных условиях различна и опре-
деляется формой характеристик машин и трубопроводов.
Регулирование подачи установки, состоящей из па-
раллельно включенных центробежных машин, может
производиться последовательно и параллельно.
j 16
Если, например, требуется уменьшить подачу уста-
новки регулированием при постоянной частоте вращения,
то, дросселируя сначала одну из машин, можно довести
ее подаче до нуля, затем перейти к дросселированию
следующей машины и т. д. Такое постепенное регулиро-
вание кашии называется последовательным регулиро-
ванием.
Регулирование подачи установки можно вести одно-
временным регулированием всех машин; оно называется
параллельным регулированном.
Энергетическая эффективность обоих способов регу-
лирования неодинакова и определяется формой характе-
ристик .машин и гидравлическими хара к дед метиками
сети трубопроводов, на которую работают машины.
Пользуясь изложенным графическим способом иссле-
дования параллельной работы машин, можно решить за-
дачу о затратах энергии всей установкой при том н дру-
гом способах регулирования.
В насосных установках встречается последовательное
соединение машин. В этом случае нлнорный трубопро-
вод каждой машины присоединяется ко всасывающему
патрубку последующей машины. Основная цель такого
соединения заключается в увеличении напора установки.
В некоторых случаях необходимость последователь-
ного соединения машин диктуется технологическими со-
ображениями. Так, например в регенеративном цикле
паротурбинной установки поток конденсата проходит
последовательно через ряд подогревателей, в результате
чего постепенно повышается его температура. Конечная
температура подогрева конденсата в современных уста-
новках значительна, и это требует постановки водного
тракта подогревателей под высокое давление.
Однако постановка всех подогревателей под высокое
давление невыгодна. Поэтому подогреватели разбивают
на две последовательные группы: через первую группу
конденез.т подается насосом I низкого давления, далее
конденсат поступает во всасывающий патрубок насо-
са II высокого давления и прокачивается последним че-
рез группу подогревателей высокого давления
(рис. 3-58).
Рассмотрим характеристики двух последовательно
соединенных центробежных машин А и Б (рис. 3 59);
характеристики напора и мощности этих машин при раз-
дельной работе их заданы.
117
Каждая из последовательно соединенных машин дает
одну и ту же подачу, и, следовательно, общая характе-
ристика машин получается суммированием ординат ха-
рактеристик А и Б при произвольно задаваемых пода-
чах. Так, например, задавая произвольную подачу Qi и
суммируя ординаты Н л-> и получаем точку е, при-
надлежащую общей характеристике напора машин А
Конденсатор
Подогреватель
высокого
давления
Рис. 3-58. Схема последо-
вательного соединения цен-
тробежных машин в регене-
ративном цикле паротурбин-
ной установки.
Рис. 3-59. График работы
двух различных центробеж-
ных машин при последова-
тельном соединении их.
и Б (обозначена на графике рис. 3-59 условно Л + Б).
Аналогично получается точка f общей характеристики
мощности. Общие характеристики напора и мощности
показаны на графиках пунктирными линиями.
Если машины работают последовательно на трубопро-
вод с характеристикой SA, то их подача определится точ-
кой а и будет равна QA^_E- при общем напоре Нл+£ и мощ-
ности na+b.
118
]ри одиночной работе каждая из машин развивала бы
соответственно подачи и Qb, напоры Нд и Hf, мощно-
сти N. и AL.
А Ь
График показывает, что последовательное подключе-
ние к работающей машине еще одной машины увеличи-
вает напор и существенно влияет на подачу установки.
Это объясняется тем, что при последовательном включе-
нии второй машины увеличивается энергия, передавае-
мая машиной потоку жидкости, и при постоянной стати-
ческой высоте подачи избыток энергии неизбежно
в силу закона сохранения энергии должен быть израс-
ходован на повышение кинетической энергии п преодо-
ление гидравлических сопротивлений сети. Все это и
обусловливает рост подачи установки.
3-14. НЕУСТОЙЧИВОСТЬ РАБОТЫ. ПОМПАЖ
В системах, состоящих из центробежных или осевых
машин и трубопроводов, могут возникнуть изменения ре-
жимов, обусловленные рядом причин: срывами потока
с лопастей (при дроссельном регулировании до малых
расходов), резким изменением частоты вращения вала
машины (при изменении частоты в электрической сети),
быстрым изменением расходов со стороны потребителей
и т. п. Такие возмущения выводят систему из равнове-
сия и в некоторых случаях могут обусловить неустойчи-
вость работы системы, выражающуюся в самопроизволь-
ных колебаниях подачи, давления и мощности. В тех
случаях, когда такие колебания со временем затухают,
система является устойчивой. Однако при определенных
условиях случайные возмущения вызывают колебания
с возрастающей амплитудой, устойчивость не восстанав-
ливается, в системе возникают автоколебания — помпаж.
Явление помпажа сходно с явлением резонанса при
колебаниях .механических систем.
Неустойчивость и помпаж нежелательны вследствие
нарушения постоянства рабочего режима установки.
Помпаж опасен ввиду резкого, толчкообразного повыше-
ния давления в потоке и соответственно увеличения на-
пряжений в рабочих частях системы.
Исследование устойчивости легко провести общеизве-
стным способом: если, изменив одну нз величин, опре-
деляющих явление, обнаруживают, что прочие величины
119
Рис. 3-60. Исследование устой-
чивости работы машины на сеть
малой емкости.
стремятся привести процесс в исходное состояние, то
процесс устойчив.
Рассмотрим случай работы машины на сеть с малой
емкостью (аккумулирующей способностью), как пока-
зано па рис. 3-60. Пусть характеристика сети вследствие
ст занимать положения а, Ь.
с, due так, что характери-
стика b касается характери-
стики машины в точке В\,
с — в точке С?.
Предположим, что при
работе машины в точке D
в сети произошло быстрое
увеличение расхода; при
этом напор машины понизит-
ся, а сопротивление сети воз-
растет. Разность этих напо-
ров уменьшит подачу до ве-
личины, соответствующей
точке D. Таким образом, из-
менение расхода вызывает
здесь такое изменение напо-
ра, которое приводит про-
цесс в исходное состояние.
Если предположить уменьшение расхода при работе
в точке D, то возникает разность напоров, действующая
со стороны машины, что приводит к возрастанию рас-
хода до исходного (точка D). Это указывает на устой-
чивость работы машины в точке D характеристики. При-
меняя этот способ, можно убедиться в том, что работа
машины во всех точках ветвей и является
устойчивой.
Рассмотрим теперь произвольную точку Д2 на вег.щ
”>tC2 характеристики. Увеличение подачи сверх QA , в ,г
званное внезапным возмущением, обусловливает рост
наиора машины и дальнейшее самопроизвольное возра-
стание подачи до величины, соответствующей точке А-,.
При уменьшении подачи сопротивление сети оказы-
вается больше напора, создаваемого машиной, и это
вызовет дальнейшее уменьшение подачи (до точки /4|).
Поэтому ветвь В,С2— неустойчивая часть характеристи-
ки. Если каким-то способом машина поставлена для ра-
боты в точку А характеристики, то малейшее изменение
в сети повлечет за собой «сползание» режима в точку
120
.-I, или Лл- Это и есть неустойчивость. Обобщая эти со-
ображения, можно отметить, что неустойчивой ветвью
характеристики является та часть ее, где восходящий
участок характеристики машины проходит круче харак-
теристики трубопровода.
Участок- неустойчивой работы, очевидно, по может
иметь места в тех случаях, когда характеристики ма-
шины и сети пересекаются только в одной точке.
В случае работы машин на сеть значительной емко-
сти также возможно возникновение иомпа;ка. Рассмо-
трим это явление на примере рпс. 3-61.
Предположим, что центробежная машина работает
в системе, обладающей очень малыми гидравлическими
сопротивлениями. Схема такой установки и характери-
стики ее. представлены на рис. 3-61. При работе уста-
новки расход Q,, поступает к потребителям газа из емко -
сти А. Пусть Qn<<2rp (где Qip— подача, соответствую-
щая точке максимума характеристики машины )
Если з начале работы машины давление в емкости
А было р паи? то начальная подача машины состав-
ЛЯЛа (?иач-
Если Qn.pi>Qu, то давление в емкости А будет посте-
пенно повышаться и .характеристика сети (при отсутст-
вии гидравлических сопротивлении это прямая линия)
будет перемещаться вверх параллельно оси абсцисс; ра-
бочая точка системы будет перемещаться по характери-
стике машины вверх, а подача машины будет постепенно
121
уменьшаться. В тот момент, когда точка а займет поло-
жение Игр, еще имеется неравенство Qrp>Qn, а машина
уже создаст максимальное давление ргр. Благодаря
инерции газовых масс, движущихся в каналах машины
и всасывающей и напорных трубах, произойдет повыше-
ние давления в емкости до ра>РгР-
Наличие в емкости А давления рА, большего, чем
давление ргр, создаваемое машиной, вызовет торможе-
ние потока и обратное течение газа из емкости А через
машину наружу (разумеется, если машина не снабжена
обратным клапаном).
Однако вследствие указанного и наличия Qn через
некоторое время давление в емкости А падает до рх.х и
машина вновь начинает подавать в сеть Q'. Но Q'>Qn,
поэтому давление в емкости А снова начнет возрастать
и описанный процесс повторится; установка будет рабо-
тать в режиме помпажа, т. е. с периодическими колеба-
ниями давления и подачи.
Применяя изложенный выше метод, можно доказать,
что помпаж может возникать только в трубопроводных
сетях большой емкости в тех режимах работы, где име-
ет место неравенство
>0
dQ ‘
В тех случаях, когда машина с характеристикой по
рис. 3-60, работая па сеть с большой емкостью, дает три
точки пересечения характеристик: Aj, As и А3, помпаж
возможен на ветви В}С2.
Возникновение помпажа во многих случаях обуслов-
лено срывом потока с лопастей. Поэтому при проектиро-
вании машин применяют следующие меры, предупреж-
дающие помпаж: скругление входной кромки лопастей,
увеличение количества лопастей, применение рабочих
колес с. лопастями, сильно отогнутыми назад.
В условиях эксплуатации помпаж может быть пре-
дупрежден при помощи автоматического антипомпажпо-
го клапана k (рис. 3-61). При этом попадание рабочей
точки а, определяющей режим установки, на неустойчи-
вую ветвь характеристики становится невозможным, по-
тому что при повышении давления перед дросселем Б
до величины рхх клапан k автоматически откроется и
будет перепускать часть воздуха во всасывающую трубу
или выпускать его в атмосферу.
122
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
4-1. ФОРМЫ РАБОЧИХ КОЛЕС
Конструкция колеса в значительной степени зависит
от его коэффициента быстроходности пл.
В зависимости от величины коэффициента быстро-
ходности рабочие колеса лопаточных насосов условно
разделяют на пять основных типов, показанных па
рис. 4-1.
При увеличении коэффициента быстроходности на-
блюдаются возрастание относительной ширины лопасти
рабочего колеса на выходе и уменьшение относительного
наружного диаметра его. т. о. рабочее колесо преобразу-
ется последовательно из радиального в осевое.
Рис. 4-1. Конструктивные типы рабочих колес.
/—тихоходное колесо, ^$ = 40 + 80; 2—нормальное колесо, = + 150,- 3— бы*
строходное колесо, /г я 150-5-300; 4 — диагональное колесо, я -=300 .-600; 5 — осе-
вое или пропеллерное колесо, па = 600+1200.
Анализируя формулу коэффициента быстроходности
~ 3,65 и
можно видеть, что центробежный насос, предназначен-
ный для работы с заданными Q и Н, обладает тем боль-
шей быстроходностью, чем большая частота вращения
сообщается его валу. Большие частоты вращения выгод-
ны потому, что они обусловливают малые размеры и
123
массу насоса п приводного двигателя. Следовательно,
применение насосов с высоким коэффициентом быстро-
ходности (3, 4 и 5) экономически целесообразно.
При заданном числе оборотов коэффициент быстро-
ходности тем выше, чем больше подача и меньше па-
пор. Поэтому насосы с высоким коэффициентом быстро-
ходности являются низконапорными и дают высокую
подачу (3, 4 и 5). Напротив, насосы J и 2 являются
насосами низкой подачи и высокого напора.
Рабочее колесо центробежного насоса заданных по-
дачи п давления может быть изготовлено с двусторон-
ним подводом жидкости. В этом случае заданная подача
Q распределяется поровну между правой и левой его по-
ловинами. При этом коэффициент быстроходности коле-
са уменьшается в \2'2 раз п колесо становится менее
быстроходным.
Условия работн лопастей колес различной быстро-
ходности неодинаковы. Так, например, в тихоходном
колесе 1 (рис. 4-1) струйки потока жидкости движутся
практически в одинаковых условиях, входная кромка
лопасти лежит па цилиндрической поверхности, а сама
лопасть является цилиндрической. Это особенность ра-
диальных центробежных колес.
В нормальных и быстроходных колесах входныс-
кромки лопастей вынесены в область поворота потока
жидкости, т. е. в ту зону, где направление потока изме-
няется от осевого г радиальному. Это обстоятельство
вызывает превращение цилиндрической лопасти в ло-
пасть с поверхностью двоякой кривизны.
Резко выраженными формами лопастей двоякой кри-
визны обладают диагональные насосы.
Общие требования, предъявляемые к конструктивной
форме сечения лопасти: соблюдение расчетных углов
входа и выхода, минимальные гидравлическое сопротив-
ление и достаточная прочность.
Два первых требования удовлетворяются применени-
ем общепринятых способов построения средней линии
сечения лопасти и употреблением профилей рациональ-
ной формы с тщательно обработанными поверхностями'
проточной части.
Большое значение имеет форма поперечного сечения
межлопаточного канала, определяемая шириной лопа-
стей и их. количеством; опа должна обладать наиболь-
шим гидравлическим радиусом.
124
Один из употребительных способов построения сред-
ней линии сечения лопасти по заданным углам входа и
выхода показан па рис. 4-2. По этому методу лопасть
очерчивается дугой окружности.
Количество рабочих лопастей определяется следую-
щими соображениями. Большое количество лопастей
обусловливает каналы большой длины с благоприятной
формой поперечного сечения, но при этом лопасти
стесняют поперечное течение, уменьшая пропускную спо-
собность колеса.
Рис. 4-2. Построение средней ли-
пли сечения лопасти одной дугой
окружности.
Рис. 4-3. Формы сечений рабо-
чих лопастей.
Для каждого колеса существует некоторое наивыгод-
пейшес число лопастей, определяемое формулой (3-34).
Обычно 2=6 т-8.
Известно также, что рациональные, формы профилей,,
употребляемых в авиации и гидромашиностроении, име-
ют утолщенную округленную переднюю часть п топкую
заднюю кромку (рис. 4-3,а). Такая форма профиля лопа-
сти благоприятна в смысле прочности. Однако при не-
больших размерах рабочего колеса утолщенные перед-
ние кромки рабочих лопастей столь значительно стесня-
ют входное сечение, что от этой формы профиля прихо-
дится отказываться и применять сечения, приведенные
на рис. 4-3,6 и в.
Толщина рабочих лопастей обычно назначается кон-
структивно.
125
4-2. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Общие соображения о потерях энергии и к. и. д. цен-
тробежных машин были изложены в § 3-7.
Объемные потери в центробежных насосах обуслов-
лены перетеканием жидкости через переднее уплотнение
колеса и уплотнение втулки вала между ступенями на-
соса.
Теоретические соображения в связи с часто встре-
чающимися конструктивными соотношениями приводят
к следующему ориентировочному выражению для т]0.:
Коэффициент а зависит от соотношения между диа-
метрами входа п выхода и составляет около 0,68.
Формулу (4-1) можно использовать для практиче-
ских расчетов.
У современных крупных центробежных насосов при
тщательном изготовлении рабочих колес j]0=0,960,08,
а у мелких и средних насосов гр,=0,85^-0,95.
Величина -гр, центробежного насоса в значительной
мере зависит от состояния его уплотнений. Последние
довольно быстро изнашиваются, в особенности в тех
случаях, когда насос работает на агрессивных жидко-
стях.
Гидравлические потери в центробежных насосах обу-
словлены гидравлическим трением, ударами и вихреоб-
разованием в проточной части. Плавно очерченные кана-
лы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, рас-
ширений и сужений, тщательная обработка внутренних
поверхностей проточной части обеспечивают высокий
гидравлический к. п. д. насоса.
Для современных крупных насосов при тщательном
изготовлении лопастей гидравлический к. п. д. можно
определять по формуле
_ 1 °’42 /Л
T‘~l (lgO.n-0,172)2 1 (4-2)
где Dm — условная величина, называемая приведенным
диаметром на входе:
£)ln=--W,-PsCT.
126
По статистическим данным
3
£?, 4,25.
>n ’ у п
(4-3)
Сопоставляя выражения (4-2) и (4-3), можно видеть,
что гидравлический к. п. д. зависит от подачи и числа
оборотов вала центробежного насоса.
Для современных насосоЕ! хорошего изготовления
значения гц лежат в пределах от 0,85 до 0,96. Мелкие
насосы с плохой обработкой внутренних поверхностей
имеют т)г=0,8-^-0,85.
Механические потерн обусловлены трением в уплот-
нениях и подшипниках, а также гидравлическим трени-
ем о поверхности рабочих колес и разгрузочных дисков.
Значения механического к. и. д. у современных круп-
ных центробежных насосов достигают т]м=0,92 =0,96;
общий же к. п. д. центробежных насосов крупных раз-
меров и тщательного изготовления равен т) = 0,75-г-0,90
и иногда 0,92.
4-3. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОЛЕСА
С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ ЛОПАСТЯМИ
(ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ СПОСОБ)
Исходными данными являются 0(м3/с), /7(м),
п(об/мин). Последняя назначается в зависимости от
типа приводного двигателя. Центробежные насосы при-
водятся в движение обычно асинхронными электродви-
гателями со стандартными частотами вращения; следу-
ет ориентироваться на непосредственное соединение ва-
лов насоса и электродвигателя.
Крупные насосы имеют относительно низкие частоты
вращения, а мелкие — высокие. Так, например, крупные
насосы марки 18НД при D2=700 мм имеют п=
=7.30 об/мин, а малые насосы марки 2К-6 при О2=
= 162 мм работают с «=2900 об/мин.
Выбор количества ступеней производится путем срав-
нения заданных Q и Н с параметрами построенных на-
сосов.
Величина напора одной ступени
Н' = —,
где г—количество ступеней.
127
крутящий
условиям
(4-4)
Для выяснения конструктивного типа насоса рассчи-
тывают коэффициент быстроходности ns но формуле
(3-84). Далее по формуле (4-1) рассчитывают т|0 и,
вычислив по формуле (4-3) приведенный диаметр, по
формуле (4-2) находят гидравлический к. п. д. насоса.
Принимая рм в указанных выше пределах, можно
рассчитать общий к. п. д. насоса г)=т]оТ]г11м.
Определив мощность насоса Л/ = и
момент /41 = 97 500-^-, можно рассчитать по
скручивания диаметр вала насоса
,3/ м
У 0 2т
Вал насоса работает в основном на скручивание мо-
ментом М, но частично нагружен поперечными силами
собственного веса и центробежными силами, обусловлен-
ными небалансом ротора. Поэтому допускаемое напря-
жение кручения Тдоп принимают пониженным: т;1(ш=
= 120 200 кгс/см2.
Диаметр ступицы колеса (рис. 4-4) принимают рав-
ным:
с/ит=( 1,2-^-1,4)dn.
Диаметр рабочего колеса /Д определяют по приве-
денному диаметру:
(4-5)
Приняв длину ступицы /< т= (1-:~1,5)пДт, можно наме-
тить конструкцию входной части колеса, как это пока-
зано на рис. 4-4. Рекомендуется последовательное вы-
черчивание конструктивного эскиза по мере получения
расчетных размеров.
Окружная скорость на входе в межлопаточные ка-
налы
Полагая с’ь=О, построением входного параллело-
грамма скоростей определяют входной угол [Д.
Конструктивный угол лопасти на входе получают,
принимая значение утла атаки /=0-^—6° (рис. 4-5).
128
Ширина bi лопасти на входе определяется из урав-
нения расхода
где щ — ноэ/рф/'Цке’пт стеснения входного сечения кром-
ками лопастей; |и. Ш),9.
Рис. 4-4. Расчетное конструк-
тивное сечение рабочего ко-
леса.
Рис. 4-5. Построение на-
чального элемента рабо-
чей лопасти.
Толщина лопастей литых чугунных колес принимаст-
сг из технологических соображений не менее 4 мм.
Далее выполняется расчет выходных элементов коле-
са. Удобно принять угол потока р2 и определить необхо-
димую окружную скорость Иг.
Используя уравнение Эйлера, можно получить сле-
дующую формулу:
+ |/ р2-г-?'Ра-у+-~ (4-6)
Разумеется, при этом необходимо принять отношение
m—DzlDi в допустимых пределах (§ 3-5):
w=l,6--2,7.
Зная рг и найдя число лопаток, нетрудно по формуле
Пфлейдерсра определить выходной угол лопастей рол.
Рг1змерн полученные расчетом, и конструктивные со-
ображения позволяют построить продольное сечение ко-
леса и вычертить лопасть, пользуясь указанным выше
способом.
9—130 129
Пример 4-1. Рассчитать рабочее колесо насоса для по-
дачи Q=180 м3/ч воды с температурой 7=293 К под избыточным
давлением 200 кПа при давлении на входе 10 кПа.
п ,, рг — /?, 200 000 — 10 000
Решение. Напор насоса Н — •—:------------~ ----гщттгтгт,---~-
pg HjUO-y,o
— 19,38 м. Выбираем частоту вращения вала насоса при соединении
его с валом двигателя муфтой п 1430 об/мин.
Коэффициент быстроходности по формуле (3-84):
/6705
ns= 3,65-1430.--------=7 =^125.
19,383/4
По данным § 4-1 колесо имеет нормальный коэффициент бы-
строходности. Определим объемный к.п.д.по формеде 1)
1
71,1 = T-HIJ 680 ,97 .
Приведенный диаметр по формуле (4-3)
_ 3 6765
—:4,..5 у 14JQ —0,14 м.
Гидравлический к. п. д. по формуле (4-2)
0,42
7,г = 1 “ (In677453о7Г72)7’ ~ 0,91 '
Принимаем механический к. п. д. = 0,93.
Полный к. п. д. насоса
т] = 0,97-0,91-0,93 =0,82.
Мощность на валу
,, pQHg _ 1000-0,05-19,38-9,8
Л1000т; ~ ~ ТООО -6,82 12 к Вт -
Крутящий момент
12
М = 9600 Гг5П =--81 И - М =8100 Н • см.
1 4<jU
Диаметр вали по формуле (4-4)
, ,3/~8iO(J-0, 102
V - "7172-750 -^3
Принимаем диаметр ступицы колеса
dCT = 1,4JB = 42 mm.
Диаметр входа на рабочие лопасти
D, =£>,„+ 20= 160 мм.
130
Длина ступицы конструктивно
/ст,= 1,4JCT = 84 мм.
Окружная скорость на входе в каналы рабочего колеса
r.D.n 3,14-0,160-1430
“* = 60 “ 60 “ 12 М/С*
Скорость входа в рабочее колесо при Da = Dt
4Q _ 4-0,05
С0 = ~ (/2ст) ~ °-97 3,Т4• 0,024
Из входного параллелограмма, полагая с1 = с1Г — с0, получаем:
„ 2,7
tgi^-^-ir' 0-225; ^12V
Приняв i«=4, получим угол лопасти па входе
Р1л=Р1Ч ( --16 '.
При коэффициенте стеснения входного сечения межлопаточ-
'ii-.iv. каналов Ц|=0,9 определяем ширину лопасти на входе
0,05
b 1 = 0,97"ЗТ1ТО7Т6О-0?9~ ’02 м 20 мм•
Принимаем Р2—32° и определяе^м по формуле (4-6) окруж-
ную скорость на выходе из колеса
и2 — _l_5,6ctg 32’ 4-
5,6 etg 32'
19,38-9,81
0,91
19,5 м/с,
'-Определяем £>2:
60и2
т.п
60-19,5
3,14-1430'" 0,26 м'
Отношение диаметров выхода и входа
D, 0,26
D, 0,160
Ширина лопасти па выходе при условии с1г=С2г:
t Dt „ 0,160
bi'~biD2 2б- 0,260= 16 мм.
Количество лопаток рабочего колеса по формуле (3-34)
2 + 1 29 + 32
г = 6,5 g sin--------2---
8.
Д2
2
По полученным данным профилируются продольное сечение ра-
бочего колеса и лопасти.
131
4-4. ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
Центробежные наеосы обеспечивают широкую
область подач и давлений; соотношения между основны-
ми параметрами этих насосов весьма разнообразны.
Однако по условиям работы насоса на стороне всасыва-
ния могут быть установлены определенные ограничения.
Это обусловлено возможностью возникновения в некото-
рых зонах всасывающего тракта насоса особого явления,
называемого кавитацией.
Сущность кавитации заключается в образовании раз-
рывов сплошности (каверн) в тех местах потока, где
давление снижается до величины, соответствующей дав-
лению насыщенного пара при данной температуре
жидкости.
В таких местах происходит быстрое вскипание
жидкости, но так как давление в потоке не бывает стро-
го постоянным, а пузырьки пара переносятся потоком, то
вслед за вскипанием происходит обратный процесс быст-
рой конденсации пузырьков пара.
При этом относительно большие массы жидкости,
окружающей каждый пузырек пара, устремляются при
уменьшении объема пузырька вследствие конденсации
к его центру и в момент его полной ликвидации обуслов-
ливают резкий точечный удар. Если пузырек пара в мо-
мент его полной' конденсации находится на поверхности,
ограничивающей поток, то удар приходится на эту по-
верхность и вызывает местное разрушение металла. Со-
гласно современным исследованиям истинные давления
при кавитации могут достигать нескольких сотен атмо-
сфер. Этим в основном и объясняется разрушительная
сила кавитационных явлений. Кроме того, кавитация
сопровождается термическими п электрохимическими
явлениями, еще больше увеличивающими разрушения
поверхностей проточной части насоса.
Разрушения кавитацией поверхности проточной части
насосов имеют весьма характерный вид.
В насосах низкого давления с деталями, изготовлен-
ными из чугуна, кавитационные разрушения имеют как
бы губчатый характер. Разрушенная поверхность весьма
неровна, испещрена глубоко проникающими в тело
детали извилистыми ноздреватыми полостями.
В насосах высокого давления, элементы которых вы-
полнены из конструкционных сталей (нередко легиро-
ванных), кавитационные разрушения имеют иной вид.
132
Они представляются впадинами и канавками с довольно
гладкой, как бы проточенной поверхностью.
Кавитация вредма не только потому, что она впечет
за собой разрушение металла, но также и потому что
у машины в режиме кавитации резко снижается к. п. д.
Работа кавитирующего насоса сопровождается шу-
мом, внутренним треском, ударами и повышенной вибра-
цией.
Явление кавитации обычно возникает во всасываю-
щем тракте насоса. В некоторых случаях кавитация мо-
жет возникнуть и на напорном тракте в местах срыва
потока с рабочих поверхностей лопаток и регулирующих
органов (задвижек, заслонок).
В центробежных насосах кавитация проявляется
чаще всего с вогнутой стороны входных элементов ло-
пастей, при протекании жидкости через уплотнитель-
ные зазоры, а также в местах резкого поворота потока,
вызывающего отрыв его от ограничивающей поверх-
ности.
Насос может работать более пли менее длительное
время в условиях кавитации лишь при использовании
дли изготовления его деталей кавитациопно устойчивых
материалов. К числу таких материалов относятся леги-
рованные стали, содержащие никель и в особенности
хром. Очевл, плохо кавитации противостоят хрупкие и не-
однородные материалы, такие как стекло и чугун. Но
следует иметь в виду, что не существует материалов,
абсолютно устойчивых против кавитации. Даже самые
лучшие материалы рано или поздно разрушаются кави-
тацией.
Раи,нонильные формы проточной части, благоприят-
ные формы профилей лопастей, ограниченные скорости
в сечениях каналов насоса предупреждают возникнове-
hjи кавитации.
Основным средством предупреждения кавитации,
обеспечивающим нормальную работу центробежного на-
соса ил всасывающей стороне, является поддержание
такого давления во всасывающем тракте, при котором
кавитация не появляется.
Явление кавитации отчетливо отражается на харак-
теристиках насосов.
При входе насоса в кавитационный режим (при вы-
соких подачах) наблюдается резкое снижение напора
и к. П. д.
133
Напишем уравнение сохранения энергии для струйки
жидкости А—Б (рис. 4-6), движущейся от поверхности
нижнего уровня до входа на рабочие лопасти насоса:
-7-+^=f++4+
где 2/1вс — гидравлическое сопротивление всасывающего
трубопровода, м.
Рис. 4-6. Схема работы вса-
сывающей трубы насоса.
Рис 4-7. К определению мини-
мального давления в рабочем
колесе.
Очевидно,
р = р, — Р^'вс — p-^ — Pg^c- (4-7)
Определим давление р mhhi составив уравнение энср-
гии для относительного движения струйки (рис. 4-7);
при этом изменением геометрической высоты и гидрав-
лическими сопротивлениями пренебрежем:
P l ______ Ama I и>2л
р * 2 р 1" 2 ’
откуда
= -------1]. ОШ
Р Р 2 [А у J ' '
[/ ш 2 1
I —1—1 называют коэффициентом
134
кавитации и обозначают л. С учетом этого
/Anvi g 2 —— . (4-9)
р р -•
Для геометрически подобных насосов, работающих
в подобных режимах, отношение ьа.-;/щ одинаково; по-
этому такие насосы обладают одинаковым коэффициен-
том кавитации.
Согласно опытных; к георстическчьм данным в обла-
сти расчетных режимов работы 2 —0,3 -->-0,4.
Исиользун уравнения (4-7) и (4-9), получаем:
(4 ~ - g (#\с Н- 2AJ -- < + Я 4-. (4-10)
Условие начала возникновения кавитации Рмш'—Aiac
(где рвас — давление насыщенного пара при заданной
температуре жидкости).
Наименьшую высоту расположения точки Б входа
в межлопаточпые. каналы над нпжиим уровнем, при кото-
рой возникает кавитация, называют критической или
срывной геометрической высотой всасывания Я'вс.кр. Эту
величину можно определить по уравнению (4-10)
+ (4-11)
Сумму геометрической высоты всасывания и высоты
сопротивления всасывающего трубопровода называют
полной высотой всасывания
Яас — Н' ас 4- S/i
Полная критическая высота всасывания
Hip 4- I/i
НС зс.кр I АЙ/*'ВС*
Из выражения (4-11) следует:
-------= aHK4U -CL J_ у
р------р ь вс 1 2 1 2 *
Так как ра — давление на нижнем уровне, то величина
——---с может рассматриваться как кавитационный запас
энергии на нижнем уровне всасываемой жидкости.
Если обозначить ——= gHкла, то получим:
,4,2)
135
Последнее уравнение весьма важно для рассмотре-
ния кавитационных режимов работы насосов. Восполь-
зуемся нм для выяснения условий подобия при кавита-
ции. Пусть имеются две машины, обозначаемые индек-
сами I п 2, работающие, в подобных режимах.
По уравнению (4-12)
(^кап" ^ВСР).__ С2, + Xjttl5,
(^каВ-^Р)2 “ + •
Как указывалось выше, для подобных режимов ра-
боты машин Х1=/.2. Кроме того, вследствие подобия ре-
жимов
е, ш, и, n,D,(
с2 tt>2 и2 n2Dl2
Следовательно,
(^-/47). (п.Р,)2,
(4-13)
Это уравнение выражает условия подобия при кави-
тационных явлениях. Пользуясь им, можно производить
пересчет критических высот всасывания насосов, рабо-
тающих в подобных режимах.
Установим общий критерий кавитационного подобия
насосов, следуя методу Руднева.
Для насосов, работающих в подобных режимах,
Qi
<2г П2йг ,2
ИЛИ
<21 _ <2-2 _ <2 _ п
п2о\2 ч’
Из уравнения (4-13) для насосов, работающих в ка-
вптапионво подобных режимах, следует’.
W ~П-
Исключив из этих формул Dt, получим:
Q2 _ Q2n4
ft3 (//
v 1 кав 1J вс /
136
Последнее выражение может быть представлено
в следующем виде:
Введем обозначение
С-1/ юз4г
г л3
Величина С, называемая критерием кавитационного
подобия насосов, введена была С. С. Рудневым
в 1935 г. в практику оценки кавитационных качеств на-
сосов.
Так как величины q и h одинаковы для подобных ма-
шин, работающих в кавитационио подобных режимах, то
для них одинаковы и значения С.
Окончательно получим:
Я:>Якав-10(^Д-у/3. (4-14)
Коэффициент С определяется стойкостью насоса
к кавитационным явлениям и лежит в пределах 500—
1500.
При известном для данного насоса значении коэффи-
циента С формула (4-14) очень удобна для расчета кри-
тических полной и геометрической высот всасывания.
Работа насоса при Я'рпрактически недопустима, по-
тому что малейшее случайное понижение давления в по-
токе повлечет за собой в этих условиях развитие кави-
тации и срыв работы насоса.
Нормальная работа насоса может быть обеспечена
только при допустимой высоте всасывания Н '"п <( /7кр.
Надежность работы насоса в кавитационном смысле
обеспечивается обычно запасом около 25°/„ (Н._, Нкр),
IV) ' К <' !t и*
т. е.
Wlon = /7Ep —0,25(/7к?в- /Гр). (4-15)
Разумеется, допустимая высота всасывания сущест-
венно зависит от температуры жидкости.
Совершенно очевидно, что повышение температуры
всасываемой жидкости уменьшает критическую и, следо-
вательно, допустимую высоты всасывания.
137
га ног,ка. выпол пенная
относительно уровня вса-
сываемой жидкости.
Рис. 4-8. Два случая уста
пасоса
*..I Низкая
---Упемператира.
ПЮ-
вЫГЛГ.М
7 -Mwoirr’-ga
При высоких. тслгиорлтсгрх жидкости допустимая вы-
сота всасывания млже.т быт;.. отрицательной, что указы-
вает на необходимость расположения уровня всасывае-
мой жидкости пыже оси насоса. Следовательно, возмож-
ны два р?.ы'г".п','х стдая установки насосов Лоре. .4-8) .
по схеме а на рис. 4-8 ха-
.’.лцпх жидкости с иизкои "
температурой'; а установ-
ка на рис. 4-8,6 — для на-
сосов, подающих жидко-
сти с вг1£окой темпе»;«ту,-
рой, а также при всэсы-
аан.'Ч' щлсоса.’чи холодной
воды из пространств с
достаточно высоким ва-
ну ух ЮМ.
У стапов-ш; ш i но тиа л
ные по схеме на рис. 4-8,6,
часто встречаются в теп-
лоэнергетике в схемах ре-
генерации и питания па-
ровых котлов.
Когда насос перекачи-
вает горячую воду, резер-
вуар, из которого он всасывает, приходится располагать
выше насоса. Но по строительным и компоновочным сооб-
ражениям иногда бывает трудно осуществить требуемую
расчетом высоту. Поэтому чожшх.х wu щгг.ь .с" .сш'.жс-.
пием скорости возы во всасывающем трубопроводе . и
понижением его сопротивления .Это лретнгается увели-
чением диаметра зсасывающс го трубопровода, умень-
шением его длины, а также выбором рациональной кон-
струкции тех элементов всасывающего трубопровода,
которые дают местное снижение, напора.
В некоторых случаях допускаемую высоту всасыва-
ния можно понизить повышением давления в резервуа-
ре, из которого происходит всасывание.
Пример 4-2. Определить дрихешато геометрическvio вы-
соту расположения насоса над уровнем всасываемой води..
Установка характеризуется следующими данными: (5=1450 м3/ч,
-4=970 об/мин; О,=320 мм; Ог=855 мм; aDC=500 мм; до=1ОО кПа-,
Т»вд=293 К; р=1000 кг/м"’; S/p,c=C,25 м.
Решение. По таблицам насыщенного возяаого пара нахо-
дим давление при Т„ОД=293 К
/'нос = 2,34 кПа.
138
Следова геаьг.о,
I on ООО — 2340 _
Як;>“= 1060-9,8 lJ .9 м
По фо;.нуле (4-14)
./КбП //а
I 970 V 3600
н^ = 9,9- 10 --------гтип--J =5,3 ч.
Рис. 4-9. К примеру 4-2.
Рис. 4-10. К примеру 4-3.
Допустимая высота всасывания ио (4-15)
Н™ = 5,3 — 0,25 (9,9 — 5,3) = 4,15 м.
Скорость во всасывающем патрубке насоса
Q_ 1450 _
' 2 ~ 3600-0,785-0,52 ~-05м/с.
Допустимая геометрическая высота всасывания
„ „ „ _ c2„r D,
=//«/-ХЛ„с-^-/- =
2,052
= 4,15—0,25 —75-п-я—0,16 = 3,53 м.
2 -У ,о
Обозначения даны на рис. 4-9.
Пример 4-3 Центробехсный насос предназначен для от-
сасывании из конденсатора паровой турбины конденсата, переох-
лажденного до 7=323 К-
Данные по установке: Q=36 м'7ч; диаметр всасывающей тру-
бы насоса <7=160 мм; абсолютное давление в паровом простран-
стве конденсатора рк=19,8 кПа; л=1480 об/мин; сопротивление
гсасывающего трубопровода 5/гвс=0,4 м вод. ст.
139
Рассчитать, на каком наименьшем вертикальном расстоянии от
минимального уровня в конденсаторе должна находиться ось на-
соса для обеспечения его нормальной работы без кавитационных
срывов. Обозначения даны на рис. 4-10.
Реше п и е. Воспользуемся соотношениями-.
^всП-^’-0-25 (^ка.,-//всР)-
По таблицам насыщенного водяного пара для Т =- 323 К находим
/’нас = 12,3 кПа, следовательно,
! 19 800 — 12 300
Здесь коэффициент Руднева принят для конденсатного насоса
с хорошими кавитационными качествами равным 1200.
Скорость на всасывании
0,01 _
Сис = 0,785-0,162 ~ 0,5 м с
По формуле (1-15)
/1^™ = 0,042 — 0,25 (0,662 — 0,042) = —0, ИЗ м.
Допустимая геометрическая высота
0 52
Н ?.оп = — 0,113 — 0,40 — гНгя —0,(8 = — 0 „395 м.
rd 2 «У , о
Ось насоса должна находиться ниже уровня всасываемого кон-
денсата не менее чем на 595 мм.
4-5. ХАРАКТЕРИСТИКИ. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
Все изложенное в гл. 3 о характеристиках центробеж-
ных. машин полностью относится и к характеристикам
центробежных насосов.
Форма характеристики центробежного насоса каче-
ственно определяется величиной коэффициента быстро-
ходности, находящегося в пределах от 40 до 000.
Насосы с п„, находящимися в этом промежутке, об-
ладают различными типами характеристик (рис. 4-11).
Особенностью характеристик тихоходного насоса (чи-
сто радиального типа) являются наличие максимума кри-
вой напора и быстрый рост мощности при увеличении
подачи.
140
Насосы с нормальной быстроходностью и быстроход-
ные обладают монотонно падающей характеристикой на-
пора; их характеристика мощности по сравнению с тихо-
ходными насосами располагается более полого.
Характеристика напора диагонального насоса имеет
специфическую впадину и поэтому представляется линией
Рис. 4'11. Типы характеристик центробежных насосов.
J тихоходный; /7 — нормальный; 7/7 — быстроходный; IV — диагональный;
V — кавитационная характеристика; VI — характеристика допустимой высоты
всасываяия.
двоякой кривизны; характеристика мощности этого на-
coca показывает снижение потребляемой мощности при
увеличении подачи. Последнее является особенностью
диагональных, а также осевых насосов.
Регулирование подачи центробежных насосов произ-
водится дросселированием и изменением частоты вра-
щения.
Первы,и способ применяется в малых насосах, приво-
димых в движение короткозамкнутыми электродвигате-
лями трехфазного тока.
Крупные насосы, приводимые в движение паровыми
турбинами и специальными двигателями, регулируются
изменением частоты вращения или смешанным способом
(ступенчатое изменение частоты вращения и подрегули-
ровка дросселем).
141
Дросселирование центробежных насосов во избежа-
ние явления кавитации допускается только на напорном
трубопроводе.
Кроме обычных, указанных выше типов характери-
стик, центробежные и осевые насосы оценивают с по-
мощью кавитационных характеристик.
Известно, что кавитация может возникнуть при уве-
личении высоты всасывания, когда последняя достигает
критического значения.
Следовательно, при малых высотах всасывания, от-
личающихся от критической, рабочие параметры насо-
са— давление, подача, мощность и к. п. д. — от высоты
всасывания не зависят.
При достижении критической высоты всасывания и
дальнейшем увеличении ее замечаются медленные вна-
чале, а затем резкие снижения давления, расхода, мощ-
ности и к. п. д. насоса.
Для выяснения влияния высоты всасывания на рабо-
ту насоса производят испытания их на кавитационных
стендах. Здесь насос испытывают при увеличивающейся
высоте всасывания, наблюдая начало кавитации по па-
дению рабочих параметров насоса.
В результате испытания полуают кавитационную
характеристику (рис. 4-11, V), на которой
можно отметить две критические высоты всасывания;
(Нк?и (//^ )п. Первая из них соответствует началу
кавитационных явлений, вторая — полному развитию ка-
витации и срыву работы насоса.
Опыт показывает, что работа насоса в интервале
(Н™ ); < )ц не сопровождается заметными раз-
рушениями металла проточной полости насоса и при необ-
ходимости может быть допущена кратковременно.
Изложенное в § 4-4 показывает, что увеличение по-
дачи насоса вызывает падение допустимой высоты вса-
сывания. Поэтому на заводских характеристиках насосов
обычно даются зависимости /fTOn=/(Q), удобные для
определения допустимой высоты всасывания (рис. 4-11.
V7).
4-6. ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Основными частями центробежного насоса являются:
рабочее колесо, вал с деталями для крепления колес п
защиты от истирания сальниками, подшипники, соеди-
нительная муфта, корпус, направляющие аппараты,
сальники, всасывающий и .шпорный патрубки, стяжные
и крепежные болты.
Рабочие колеса выполняются с односторонним и дву-
сторонним подводом жидкости.
Рабочие колеса отливают из различных сортов чугу-
на, углеродистых и легированных сталей, сплавов цвет-
ных металлов и керамических материалов. Применение
того или иного материала определяется условиями ра-
боты, размерами и частотой вращения, а также родом
перемещаемой жидкости.
Колеса малых насосов для чистой воды и неагрессив-
ных жидкостей низкой температуры отливают из серого
конструкционного чугуна. Центробежные насосы для
питания котлов высокого давления имеют значительные
размеры и высокую частоту вращения. Они подают воду
высокой температуры. Поэтому рабочие колеса этих на-
сосов изготовляют из легированных хромом и никелем
сталей и свободных от цинка бронз. Колеса насосов для
перемещения грунтошлакосмессй изготовляют отливкой
из белого чугуна. Насосы для химической промышлен-
ности имеют колеса, изготовленные из специальных
сплавов, керамики или пластмасс.
Колеса больших размеров имеют ступицу значитель-
ной длины; это затрудняет точную посадку их на вал.
Для облегчения посадки ступицу растачивают внутри на
два диаметра: посадочный и облегчающий посадку.
К литым поверхностям колес предъявляются особые
требования: эти поверхности должны обладать по воз-
можности малой шероховатостью для уменьшения внут-
ренних потерь.
Механической обработке подлежат внутренняя и тор-
цовая поверхности стяппцы, а также торцовая и наруж-
ная цилиндрическая поверхности уплотнительных колец.
На рис. 4-12 и 4-13 представлены разрезы колес цен-
тробежных насосов различной быстроходности.
Вал насоса является весьма ответственной деталью;
при высокой частоте вращения он подвергается действию
143
больших поперечных сил. При расчете вала на прочность
и жесткость учитываются следующие внешние нагрузки:
передаваемый от двигателя крутящий момент, собствен-
ный вес вала и посаженных на него деталей, поперечные
силы, обусловливаемые несимметричными подводом и
отводом жидкости и неточностью балансировки колес.
Рис. 4-12. Продольное сечение рабочего
колеса быстроходного насоса.
Рис. 4-13. Продольное
сечение рабочего колеса
тихоходного насоса.
Очень опасна вибрация валов крупных многоступен-
чатых насосов, особенно вблизи критической частоты
вращения. Поэтому валы рассчитывают на критическую
частоту вращения, полагая, что рабочая частота враще-
ния должна отличаться от критической не менее чем на
30%.
В центробежных насосах находят применение также
«гибкие» валы.
Вал с посаженными на него деталями носит название
ротора насоса. Роторы центробежных насосов баланси-
руют, причем у мелких насосов производится статиче-
ская балансировка, а у крупных — статическая и дина-
мическая.
Валы изготовляют из проката или отковывают. В том
н другом случаях выполняется механическая обработка.
Материалом для валов служат углеродистая конструк-
ционная и специальная легированная стали.
144
На рис. 4-14 показан продольный разрез ротора трех-
ступенчатого насоса с уравновешиванием осевой силы
при помощи разгрузочного диска (гидравлической пяты).
Посадка деталей на вал производится здесь следующим
образом. На резьбу правого конца вала ставится цилин-
дрическая втулка /, предохраняющая вал от истирания
Рис. 4-14. Продольный разрез ротора трехступенчатого на-
соса.
сальниковой набивкой. В левый конец втулки I упирает-
ся торцовая поверхность разгрузочного диска 2, стопо-
рящегося от поворачивания на валу закладной шпонкой
3. Непосредственно в левый конец ступицы этого диска
упирается торец ступицы третьего рабочего колеса 4.
Последнее крепится на валу при помощи закладной
пшопки 5, рассчитанной на передачу колесу с вала мощ-
ности, равной сумме внутренней мощности колеса и мощ-
ности дискового трения.
Рабочие колеса отделяются одно от другого при по-
мощи дистанционных втулок 6. К ступице первого рабо-
чего колеса примыкает левая предохранительная втулка
7, плотно затягивающая на валу при помощи втулки
с. резьбой 1 все посаженные на него детали. Собранный
таким образом ротор при сильной затяжке втулок обра-
зует как бы одно целое.
Обработка торцовых поверхностей всех сажаемых на
вал деталей должна быть особо точной. В противном
случае при затяжке втулок / и 7 неизбежно возникает
изгиб вала, вызывающий биение ротора и вибрацию на-
соса при эксплуатации.
10—13'! 14£>
Подшипники центробежных насосов выполняются
различной конструкции.
Насосы малой мощности, как правило , снабжаются
шариковыми подшипниками и подпятниками нормальных
образцов. Смазка их осуществляется жилкам маслом.иг
ванны в корпусе подшипника. Более крупные центро-
бежные насосы конструируются с применением ролико-
вых подшипников с цилиндрическими и коническими
роликами.
Крупные насосы большой подачи выполняются с под-
шипниками скользящего трения. В одних случаях при-
меняется смазка с помощью колец, висящих свободно
на валу и поднимающих масло на вал из ванны в корпху
се подшипника; в других случаях масло подается в под-
шипники при помощи насоса .
Известны случаи применения в крупных центробеж-
ных насосах подпятников сегментного типа.
Соединительные муфты в центробежных насосах при-
меняются для соединен' пя их валов с валами двигателей.
Наиболее удобно иримешепие эластичных муфт раз-
личных конструкций, предупреждающих передачу бие-
ний н вибраций с вала насоса на вал двигателя н
обратно.
Эластичная муфта должна сажаться на валы насос i
п двигателя с наибольшей точностью, без перетяжек и
перекосов. Это требуется потому, что по наружным об-
работанным поверхностям муфты при монтаже произво-
дится выверка совпадения геометрических осей валов.
Корпус насоса выполняется двух основных конструк-
тивных форм: 1) секционной; 2) с горизонтальным
разъемом.
Секционный корпус состоит из ряда одинаковых, сек-
ций, количество которых ц.г единицу, меньше количества
ступеней давления насоса. Последняя ступень давления
обычно размещается в замыкающей секции, несущей
напорный патрубок насоса. Каждая секция представляет
собой цилиндрическую, литую из чугуна пли стгли тол-
стостенную оболочку, включающею разделительную дчч
фрагму, а также прямой и обратный поправляющие
аппараты.
Большим достоинством секционной конструкции кор -
пуса является возможность создания п.з одинаковых сек-
ций насосов различных давлений .При этом изменяются
только размеры вала, стяжных болтов и плиты
146
Недостатком секционной конструкции корпуса явля-
ются сложность монтажа и малая доступность рабочих
колес для осмотра.
Для осмотра и ремонта колес секционного насоса не-
обходимо удалить стяжные болты и последовательно
снять все секции при одновременной разборке ротора.
Рис. 4-15. Корпус насоса с
разъемом в горизонтальной
плоскости.
Рис. 4-16. Конструкция сальни-
ка с мягкой набивкой.
Корпус с горизонтальным разъемом состоит из двух
цельнолитых из чугуна пли стали половин, из которых
нижняя несет всасывающий и напорный патрубки. По-
следнее, впрочем, не обязательно, хотя и создает боль-
шое удобство при разборке и ремонте насоса.
Половины корпуса у многоступенчатых насосов иног-
да несут в себе диафрагмы и лопасти прямых и обрат-
ных направляющих аппаратов и уплотнительных колец.
Иногда встречаются многоступенчатые насосы с кор-
пусом, состоящим из двух половин, с безлопастными
направляющими аппаратами. В таких случаях цельно-
литые половины корпусов выполняются со спиральными
направляющими каналами. Обе половины корпуса имеют
фланцы. Примыкающие одна к другой плоскости флан-
цев простроганы и хорошо прошлифованы. Крепежные
болты стягивают фланцы с помещенной между ними
тонкой прокладкой или мастикой. Большое удобство та-
кой конструкции корпуса состоит в том, что, сняв верх-
нюю часть корпуса (крышку), не нарушая соединения
насоса с трубопроводами, можно осмотреть все рабочие
колеса ротора п изъять последний из корпуса для ре-
10* 147'
монта. Корпус насоса с горизонтальным разъемом пока-
зан в поперечном разрезе на рис. 4-15.
Кроме рассмотренных двух основных форм корпусов,
в нефтеперерабатывающей и химической отраслях про-
мышленности применяют цельнокорпусные насосы .Такие
насосы представляют собой секционную конструкцию или
конструкцию с разъемом в меридиональной плоскости,
сажаемую в толстостен-
ную, кованную из стали,
оболочку. Применение та-
ких конструкций обуслов-
лено особыми требования-
ми в отношении надежно-
сти и безопасности экс-
плуатации.
При наличии избыточ-
ного давления или вакуу-
ма во внутренних поло-
п л г- стях насоса в местах про-
тис. 4-17. Сальник с мягкой на- г
«бивкоц и водяным уплотнением, хода вала через стенки
корпуса применяются
особые уплотнительные устройства , иногда называемы е
сальниками или уплотнениями контактного трения. При
отсутствии или неисправности сальников происходит вы-
брос перемещаемой насосом жидкости наружу на на-
порной стороне или подсасывание наружного воздуха
внутрь насоса на стороне ее всасывания.
Простейшая конструкция сальника с мягкой набивкой
дана на рис. 4-16. Имеющаяся в металле корпуса 1 ци-
линдрическая выточка заполняется кольцами шнура 2 из
мягкого промасленного материала (хлопчатника, пеньки,
асбеста). Нажатием гаек, навертываемых на болты 3.
втулка 4 сальника плотно загоняется в выточку и, раз-
давая мягкую набивку в стороны, уплотняет вал. Всле;7
ствие трения вала о набивку при работе насоса выде-
ляется некоторое количество тепла. Для отвода его необ-
ходимо, чтобы сальник пропускал небольшое количество
жидкости, удаляемой в канализацию.
В насосах, подающих воду высокой температуры, мо-
жет происходить сильный нагрев вала и деталей сальни-
ка. Это ведет к быстрому износу набивки и нарушению
плотности сальника. В таких случаях сальник выполняют
?. охлаждающими полостями а, через которые пропуска-
ют воду с низкой температурой (рис. 4-18) .Со стороны
148
всасывания часто применяют сальники с водяным уплот-
нением (рис. 4-17).
В современном насосостроении находят широкое при-
менение торцовые уплотнения [Л. И]. На рис. 4-19 по-
казаны основные типы этих уплотнений, разработанные
ВНИИгидромаш. Фигура а этого рисунка дает представ-
ление об уплотнении из резиновых колец на давления до
Рис. 4-18. Охлаждаемый сальник насоса для
подачи воды с высокой температурой.
10 МПа. В этом уплотнении пара трения состоит из не-
подвижного резинового кольца 1 и фасонного металли-
ческого кольца 2. Поддержание необходимого натяга
уплотнения достигается пружиной 3 и отчасти внутрен-
ним эластичным кольцом 4.
На фигуре б показано аналогичное уплотнение с той
лишь разницей, что фторопластовое кольцо / пары тре-
ния и внутреннее резиновое кольцо 4 выполнены кони-
ческими. Уплотнения этого типа применяются на давле-
ния до 0,5 МПа для воды и агрессивных жидкостей.
Фигура в представляет собой уплотнение с неподвиж-
ным фторопластовым пли пропиленовым сильфоном,
применяющимся для кислот и щелочей при давлениях
до 0,3 МПа. Натяг уплотнения создается здесь одновре-
менным действием сильфона и вспомогательной пру-
жины.
На фигуре г дано уплотнение с металлическим силь-
фоном на давления до 1 МПа.
Торцовые уплотнения обладают многими положитель-
ными свойствами. Они работают практически с нулевой
утечкой; будучи правильно подобранными и смонтиро-
149
ванными, они не требуют обслуживания, отличаются
большой износостойкостью, мало чувствительны к пере-
косу и биению вала.
Потеря мощности на трение в торновых уплотнениях
составляет не более 50% потери мощности в обычных
сальниках.
Рас. 4-19. Типы торцовых уплотнений валов.
Направляющие аппараты выполняются безлопаточ-
ными или лопаточными. В первом случае они представ-
ляют собой спиральные каналы в отливке корпуса, а во
втором являются сменными деталями, закрепляемыми
в полостях секций или нижней п верхней половинах
корпуса.
В некоторых конструкциях поток переходит из ступе-
ни или одной группы ступеней в другую не по каналам
150
з корпусе насоса, а по специальным перекидным трупам,
располагаемым вне корпуса насоса (см. рис. 4-26).
Всасывающий и напорный патрубки составляют обыч-
но одно целое с нижней воловиной корпуса насоса или
его секциями. Опп почти во всех конструкциях выполне-
ны слегка на конус (с углом до 12°).
Фундаментные плиты предназначены для установки
и крепления к ним насоса и двигателя, а в некоторых
случаях только для крепления насоса. Они представляют
собой плоскую ребристую литую конструкцию с простро-
ганными горизонтальными приливами, па которые опи-
раются и к которым крепятся лапы корпуса насоса.
Фундаментные плиты отливают из чугуна или свари-
вают из стальных прокатных профилей.
Применение фундаментных плит создает большие
удобства при монтаже и выверке насосов и двигателей.
Однако в крупных насосах общие фундаментные плиты
под насос и двигатель иногда не ставят.
4-7. КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
В теплоэнергетике употребляются центробежные на-
сосы, разнообразные по основным параметрам и конст-
рукциям. Это вызывается различием в условиях работы
и эксплуатационных требованиях.
Обозначения и маркировка насосов общего uaeeaac;
ния, за исключением специальных конструкций, сыре,
допы ГОСТ 10407-70 и 1072-73.
ГОСТ 10407-70 определяет группу центробежных мно-
гоступенчатых насосов секционного типа для чистой
воды с подачей от 6 до 1000 м3/ч и напором от 40 до
2000 ст. жидкости.
Марка насоса включает три буквы. Ц— центробеж-
ный, Н — насос, С—секционный и два числа, первое пз
которых—подача насоса Q (м3/ч), второе —напор 11,
и ст. жидкости. Например, ЦНС-22-88 означает: центро-
бежный насос секционного типа с подачей 22 м3/ч и на-
пором 88 м ст. жидкости.
ГОСТ 10272-7,3 определяет группу центробежных на-
сосов двустороннего входа, обозначаемую буквой Д. По-
дача и напор дается в марке аналогично секционным
насосам.
Пример: Д-2000-100 -центробежный насос двусто-
роннего входа с подачей 2000 м3/ч и напором 100 м ст.
жидкости. Насосы типа Д охватывают область подач от
151
Рис 4-20. ПРодольнып разрез насоса консольного типа.
200 до 12 500 м3/ч и напоров до 100 м ст. жидкости;
к. п. д. этих насосов — до 92%.
Применительно к теплоэнергетике все центробежные
насоси,’ могут быть разделены на следующие группы:
а) насосы для чистой воды, одноступенчатые и мно-
гоступенчатые;
Рис. 4-21. Внешний вид центробежного насоса типа К с напорным
патрубком, обращенным вверх.
б) конденсатные;
в) питательные;
г) насосы для подачи смесей жидкостей и твердых
частиц;
д) насосы для кислых сред.
Рассмотрим характерные черты указанных групп на-
сосов.
а) Насосы для чистой воды применяются
для хозяйственного технического и противопожарного
водоснабжения электрических станций я промышленных
предприятий. Они бывают одноступенчатыми и много-
ступенчатыми.
Простейшим типом одноступенчатого насоса являет-
ся консольный насос, обозначаемый буквой К- Продоль-
ный разрез такого насоса дан на рис. 4-20, а внешний
вид его представлен на рис. 4-21. Характерной особен-
ностью такого насоса является расположение рабочего
колеса на консоли вала, вращающегося в двух широко
расставленных шариковых подшипниках. Корпус спи-
ральный, с осевым подводом жидкости. Сальник здесь
имеется только на стороне подачи. Насосы этого типа
рассчитаны на производительность 10—360 м-’/ч. Созда-
ваемые ими напоры лежат в пределах 15—100 м иод. ст.,
частота вращения 1450—2900 об/мин, диаметр рабочих
колес. 132—328 мм, полный к. и. д. находится в пределах
50-—-84%.
На рис. 4-22 представлена типичная для насоса типа
К характеристика при п=2900 об/мин.
Для внесения большего разнообразия в рабочие па-
раметры насосов заводы широко практикуют обрезку
рабочих колес; это дает изменение параметров при со-
Рпс. '1<2. Xа[1 актеиticinк•i ттсоль11 ii;i-
соси с дна четном всасын .тюпцто патрусТк а
50 мм.
.хранении конструкции и габаритов насоса. Прпведеиные
па рис. 4-22 характеристики относятся к колесам трех
различных диаметров, отмеченных на графике.
Продольный разрез насоса типа Д представлен на
рис. 4-23, а на рис. 4-24 дан его внешний вал.
Насосы типа Д характеризуются двусторонним под-
водом жидкости к рабочему колосу, спиральной безло-
паточиой формой направляющих аппаратов и присоеди-
нением всасывающего и напорного патрубков к нижней
половине корпуса при горизонтальной плоскости его
разъема. Основные параметры насосов этого тшю: пода-
ча 90—125 500 м3/ч, напор 10—102 м вод. ст., частота вра-
щения 730—2950 об/мин, диаметр рабочих колес 265—
900 мм, полный к. п. д. в пределах 64 -92%•
154
4-23. Продольный разрез насоса типа Д.
На рис. 4-25 представлена типичная для насосов типа
Д размерная .характеристика.
Многоступенчатые насосы представлены тремя основ-
ными группами: секционные насосы типа С (секционные
насосы с колесами одностороннего входа), насосы с ко-
лесами одностороннего вхо-
да и горизонтальным разъе-
мом корпуса, насосы с пер-
вым колесом двустороннего
входа и остальными колеса-
ми одностороннего входа н
горизонтальным разъемом
корпуса. Многоступенчатые
насосы этих типов перекры-
вают производительность от
5 до 1000 м3/ч при напорах
от 35 до 100 м вод. ст. Спе-
циальные конструкции могут
'быть выполнены с основны-
ми параметрами, выходящи-
ми за указанные пределы.
В качестве примера на
рис. 4-26 дан внешний вид
четырехступенчатого насоса
и приведена схема последо-
вательного включения его
колес. На рис. 4-27 приведе-
ны характеристики напора и
мощности такого насоса.
и а с о с ы применяются для
удаления конденсата, а также как горячие, дренажные
насосы бойлерных установок. Они предназначены для
перекачивания конденсата и дренажа при температуре
до 393 К.
Для подачи воды и других неагрессивных жидкостей
с высокой температурой применяют центробежные насо-
сы. Эти насосы секционного типа. Для них характерны
все особенности насосов для подачи горячих жидкостей:
охлаждение сальников, расположение опорных поверхно-
стей секций в горизонтальной плоскости, проходящей
через геометрическую ось вала, применение специальных
металлов.
в) Питательные насосы применяются для по-
дачи питательной воды в паровые котлы. В большинстве
Рис. 4-26. Внешний вид и схема включения колес четырехступенча-
того насоса.
Рис, 4-27. Характеристики четырехступенчато-
го насоса марки ЗВ-200Х4.
157
случаев это центробежные многоступенчатые насосы вы-
сокого давления, приспособленные к подаче воды с вы-
сокой температурой.
Исключая из рассмотрения насосы специального, не-
серийного изготовления, можно указать на две основные
группы питательных насосов: первая группа — насосы
марки МД, перекрывающие диапазон расходов 145—
250 м3/ч при напорах от 230 до 650 м вод. ст.; вторая
Рис. 4-28. Продольный разрез
158
группа — насосы секционного тина, предназначенные для
додачи воды с температурой до 150°С; они перекрывают
расходы от 250 до 270 м3/ч при напорах от 390 до 1570 м
зод. ст., частота вращения 2970 об/мин, мощность дви-
гателя от 500 до 2000 кВт, привод — электрический. Кон-
струкция таких насосов показана на рис. 4-28. На
рис. 4-29 дана характеристика самого крупного насоса
такого типа 5Ц10.
питательного насоса марки 5Ц10.
159
Для блочных ТЭС применяются системы питательных уста-
новок из одного или двух главных питательных насосов, приводи-
мых паровой турбиной и одного пускорезервного питательного на-
соса с приводом от электродвигателя. В блоках 800 и 1200 МВт
лускорезервпых электронасосов пе предусмотрено и питание будд,
осуществляться от двух турбонасосов 00% производительности
каждый.
При выходе из работы одного из них оставшийся обеспечи-
вает работу блока с нагрузкой около 60%.
Рис. 4-29. Характеристики десятиступенчатого пи-
тательного насоса марки 5Ц10.
Единичная мощность на валу питательных насосов крупных
блочных ТЭС не менее 3000 кВт.
Главные наротурбоиасосы работают непрерывно, обеспечивая
полную потребность блока в питательной воде. Пускорезервиый
насос (ПРПН) работает при пуске блока и в режимах нагрузки
блока 50% номинальной и ниже, а также аварийном выходе тар-
ного питательного насоса.
В схемах питания блоков предусматривается включение бу-
стерных насосов, создающих на всасе основных насосов давление,
предупреждающее кавитационные явления и срыв работы по-
следних.
Привод бустерного питательного насоса в крупных блоках
производится от паротурбчин гатвпого интттеяьн сто птс охщ через
редуктор.
Основные данные по питательным насосам блоков 300—
1200 МВт приведены в табл. 4-1.
В качестве примера рассмотрим питательные насосы блока
300 МВт.
Марка главного питательного насоса СВПТ-340-1000. секцион-
ный, высокого давления, паротурбинный.
Пар для питания турбины берется из третьего отбора турби-
ны блока (за 16-й ступенью) и, отработав в турбине насоса, по-
ступает в камеру за 24-й ступенью.
Система гидродинамического регулирования приводной турби-
ны обеспечивает устойчивое регулирование частоты вращения,
агрегата в диапазоне 4720—6000 об/мин.
160
Рис. 4-30. Питательный турбонасос СВПТ-34о-юо^-
На рис. 4-30 дан продольный разрез насоса СВПТ-340 1000,
а на рис. 4-3!—его характеристика для производительности от
500 до 1100 мэ/ч (по испытаниям ОРГРЭС 1968 г).
Таблица 4-1
Гяп блока Тип насоса Подача ма/ч Давление на- гнетания, МПа Давление вса- сывания, МПа
К-300 СВПТ-340-1000 1150 34,5 1,55
К-500 СВПТ-350-1600 850 34,3 1,55
К-800 ПН-1500-350 1500 34,3 —
К 1200 ПТН-2200-350 2200 34,3 —
/7родолжсние табл. 4/
Тип блока Частота вра- щения, (6/МИИ К. п. д. насоса, % Мощность при- вода, кВт Тип приводного двигателя
К-300 6000 81,5 12 500 Турбина ОР-12П
К-500 4700 — .— Турбина ОК-12П
К-800 4700 .— 17 000 Турбина ОК-1811
К-1200 4700 80 25 000 Турбина ОК-25П
П р и м е ч а и и е. Для блока К-300—один насос, для остальных —два.
Основные данные по насосу:
Давление всасывания, МПа................... 1,55
Давление нагнетания, МПа.................. 34,5
Подача, м’;ч .............................. 1150
Частота вращения, об/мин................... 6000
Температура воды............................. 438 К
Количество ступеней .......................... 6
Диаметр колес . . ........................ 365 мм
Ширина лопасти..................• . . . . 23 мм
Диаметр всасывающего патрубка............. 300 мм
Диаметр напорного патрубка................ 296 мм
Коэффициент полезного действия........... 0,815
Мощность на валу приводной турбины , . . 12 500 кВт
Давление пара передаст опорным клапаном 1,46 МПа
Противодавленпе...........................0,25 МПа
’Пускорезервный питательный насос (ПРПН) марки
СВПЭ-320-550 имеет производительность, в два раза меньшую по
сравнению с насосом СВПТ-340-1000.
Привод его осуществляется от ччет тродвнгателя АТД-8000 че-
рез гидромуфту и ускоряющий вариатор с передаточным отно-
шением примерно 2,5. При ькснлуатанип блока насос находится
в состоянии горячего резерва.
Рабочие параметры насоса СВПЭ-320 550:
Q=600 мэ/ч; //=3290 м; «=7800 об/мин; А=6300 кВг
Паас=0,7б; подпор //,=200 м
162
Характеристики IK’HIl по данным испытания 01’1 РЭС при
аедены на рис. 4-32.
Насосы СВПЭ и СВПТ конструктивно одинаковы и отлича-
ются лишь размерами.
Корпуса насосов выполнены двойными из соображений проч
пости и герметизации при сверхвысоком давлении. Оба корпуса
стальные, кованые. Внешний — цельный, внутренний — разъемный
в горизонтальной осевой плоскости.
авляющие аппараты канального типа, литые из стали.
Тепловые деформации вну-
треннего и внешнего корпусов
неодинаковы, и их компенсация
достигается жесткими цилинд-
рическими пружинами, фикси-
рующими внутренний корпус по
внешнем.
Рабочие колеса выполнены
литыми из стали, легированной
хромом, и сажаются на вал
с таким натягом, чтобы при
рабочем числе оборотов не
происходило освобождения в
посадке.
Компенсация тепловых на-
пряжений вала и рабочих колес
достигается установкой между
втулками колес разрезных уста-
новочных колец с осевым зазо-
Рис. 4-31. Характеристика насоса
СВПТ-340-1000 при переменной ча-
стоте вращения.
ром 0,1—0,15 мм.
Подшипники насосов сколь-
зящего трения с баббитовой за-
ливкой вкладышей, самоустанавливающиеся.
Подшипники насосов, вариатора частоты вращения, гидромуфт
ты и электродвигателя смазываются принудительно от масляной
системы главной турбины блока.
Концевые уплотнения панов щелевые, и состоят из двух уплот-
няющих втулок, соединенных с тремя камерами корпуса уплот-
нений.
Внутренние камеры уплотнений (со стороны насоса) соединены
с деаэратором, средние — с линией нагнетания конденсатных на-
сосов; наружные -через гидрозатвор с конденсатором главной
турбины.
Уравповепшпанне осевой силы достигается гидропятой.
Корпуса насосов имеют хорошую тепловую изоляцию, поме-
щенную в пространстве между внешним корпусом и обшивкой.
Нагрев воды в насосе СВПТ при расходах 500—1000 м3/ч со-
ставляет около 10°С.
Для предотвращения перегрева воды в насосе при малых рас-
ходах обратный клапан насосов снабжен автоматическим сбросным
устройством, обеспечивающим в этих условиях проток воды через
насос не менее 170 м3/ч. Сброс этой воды производится в деаэ-
ратор.
На всасывании насосов обязательно ставится сетчатый фильтр,
предупреждающий поплланнс в насос случайных металлических
частиц.
11
163
Рис. 4-32. Характеристики насоса СВПЭ-320-550 при пере-
менной частоте вращения.
Запуск насоса СУПЭ в работу из горячего состояния требует
не более 30 с.
Время запуска насоса СВПЭ регламентируется инструкциями
по эксплуатации.
г) Насосы для кислых с р е д изготовляются из
специальных нержавеющих сталей. Они перекрывают
область расходов от 5 до 300 м3/ч ири напорах от 7 до
500 м вод. ст.
Рис. 4-33. Про.т.<>.'н,нып разрез пескового на-
коса чипа ПН.
164
д) f 1 a c (itii д л я II о 'Л .1 я 11 м < с it ж к Д к о с г е й
и твердых частиц. Условия работы таких насосов
специфичны. Поток жидкости, содержащей твердые ча-
стицы, проходя с большой скоростью через проточную
часть, истирает внутренние поверхности насоса. Поэтому
к конструкции и материалам таких насосов предъявля-
ются особые требования.
В теплоэнергетике насосы рассматриваемых типов
употребляются для перекачки золо- и шлакосмесей в си-
стемах гидрозолоудаления, а также при производстве
работ по очистке гидротехнических сооружений станции
(каналов, колодцев). Простейшим типом таких насосов
является песковый насос марки ПН. Это одноступенча-
тый консольный насос, предназначенный для перекачи-
вания смеси вод,ы с рудой, гравием и песком с крупно-
стью кусков от 2 до 15 мм в зависимости от размеров
насоса. Конструкция этого насоса показана на рис. 4-33.
Рабочее колесо, спиральный корпус и диск отлиты
из чугуна, хорошо противостоящего истиранию. О сталь-
iibie детали выполняются лз обычного конструкционного
чугуна.
Максимальная высота подъема при содержании в ней
до 65% твердых частиц крупностью 2 мм составляет до
30 м при частоте вращения до 1470 об/мин. Подача при
содержании твердых частиц до 70% доходит до 138 м3/ч.
Песковые насосы большей подачи с диаметром напор-
ного патрубка до 200 мм могут подавать смеси с. круп-
ностью частиц до 25 мм и развивать подачу до 500 м3/ч.
Эти насосы характеризуются боковым подводом смеси
к рабочему колесу. Их заводская марка ПП.
Шламовые (грязевые) насосы конструктивно сходны
с песковыми, но применяются для перекачки смесей
с включением более мелких фракций твердых веществ.
Так, например, шламовый насос марки ШН-1, переме-
щает смеси с крупностью частиц всего лишь до 4 мм.
Земляные насосы (землесосы) служат для перекачки
больших количеств грунтосмеси (пульпы) при весьма
разнородном ее составе. Конструктивно они выполняют-
ся в виде консольных центробежных насосов с колесами,
спиральными камерами и внутренними, спиральными
камерами н внутренними дисками, изготовленными из
твердых белых чугунов.
На рис. 4-34 и 4-35 даны конструкция и характери-
стики центробежного землесоса марки 12П7.
4-8. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ ЖИДКОСТИ
НА КОНСТРУКЦИЮ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Обычные конструкции центробежных насосов могут применять-
ся для подачи воды с температурой до 353 К. В некоторых случаях
по согласованию с заводами-изго. овителями допускается повышение
температуры до 378 К-
Дальнейшее повышение температуры годы отражается на кон-
струкциях некоторых элементов насосов. Эго влияние температуры
распространяется па конструкции подшипников, сальников, способ
крепления корпуса насоса или его секций к станине (плите)
и т. д.
При работе подшипников выделяется некоторое количество теп-
ла, тем большее, чем менее совершенен подшивши;. В горячих
насосах значительное количество тепла подводится к подшипнику
через вал от сальников и перемещаемой жидкости. Это тепло со-
вместно с теплом трепня, может создавать недопустимо высокие
температуры элементов подшипника, приводящие к вытеканию
смазки и полусухому трению. Отсюда вытекает необходимость
охлаждения подшипников насосов, предназначенных для перекачки
горячих жидкостей. В таких насосах небольшой производительно-
166
сти смазка подшипников производится постоянными порциями мас-
ла, находящегося в ваннах подшипников. Охлаждение масла про-
изводят введением холодной воды н трубчатый змеевик, разме-
щенный в масляной ванне подшипника или полости охлаждения,
окружающей последнюю.
Сальники насосов являются важными элементами их. У на-
сосов для горячих жидкостей сальники требуют особого внимания.
Сальники таких насосов выполняются, как правило, охлаждаемы-
ми. Здесь возможны различные конструктивные формы как с внеш-
ним отводом тепла, так и с отводом тепла водой, непосредственно
омывающей поверхности втулок сальника.
При внешнем охлаждении п части корпуса насоса, окружаю-
щей сальник, делается кольцевая полость, в которую снизу подво-
дится холодная вода. Отвод воды производится из самой верхней
точки охлаждающей полости, чем предупреждается концентрация
в ней воздуха и пара.
Простейшая конструкция сальника с охлаждением показана
на рис. 4-17; если ио трубке а подводить полу не из напорного
патрубка насоса, а из трубопровода холодной веды, то при помощи
распределительного кольца в будет производиться не только уплот-
нение, но и достаточно равномерное охлаждение вала. Действи-
тельно, холодная вола, равномерно обволакивая вал в области
кольца в, стремится растекаться через малейшие неплотности ме ж
ду поверхностью вала и набивкой и, проникая наружу и частично
внутрь насоса, эффективно отводит тепло от поверхности трения.
Сальник такого типа не следует сильно затягивать; он должен
пропускать воду тонкой стрункой или быстро выбегающими кап-
лями.
Другая, более сложная конструкция сальника показана на
рис. 4-18. Здесь охлаждающая вода поступает сначала в полость
а п отбирает тепло от металла, окружающего сальник. Далее через
систему отверстий и кольцевых щелей в составной втулке сальни-
ка вода проходит к выходу, осуществляя интенсивное охлаждение.
Значительные тепловые деформации и неравномерность их при-
водят к своеобразным конструктивным формам отделъных элемен-
тов насосов для горячих жидкостей.
Обычная схема расположения опорных лап корпуса насоса для
подачи холодной воды показана на рис. 4-36,а. Расположение лап
здесь нижнее. Применение такой конструкции в насосах для горя-
чих жидкостей вызывает существенные затруднения с центровкой
насоса и двигателя, если они соединяются непосредственно при по-
мощи муфты.
Действительно, правильная центровка, произведенная при низ-
кой монтажной температуре (рис. 4-36,а), неизбежно нарушится
в течение короткого периода после пуска, как только насос
разогреется до своей рабочей температуры. Размер / для электро-
двигателя практически осыпется без I ьменепый, а лая насоса он
изменится на величину тепловой деформации
Д/--0,012 1М.
Здесь Z —в м, а Д/ — в °C.
Таким .образом, после разогрева насоса совпаде! тие геометри-
ческих осей насоса и двигателя изрviihctch и позиш стет вибрация
агрегата. Это обстоятельстве лзап.ыет рас пол a rm i, опорные по-
верхности .таг; насоса па уровне геометрической' осп насоса
167
Рис. 4-36. Два варианта расположения опорных
лап центробежных насосов.
(рис. 4-36,6). При этом тепловые деформации корпуса насоса бу-
дут распространяться симметрично и нарушений центровки при
разогреве наблюдаться не будет.
В насосах для горячих жидкостей предусматривается надежная
компенсация тепловых деформаций продольного и поперечного на-
правлений. С этой целью производят фиксацию насоса шпонками,
располагаемыми на лапах и корпусе, входящими в канавки на ста-
нине насоса (ряс. 4-ЗЛ-
Рис. 4-37. Компенсация тепловых де-
формаций насоса для горячих жидко-
стей.
Рис. 4-38. Компенсирующее
крепление опорной лапы
насоса для горячих жидко-
стей.
Поперечные шпонки / фиксируют корпус насоса и продольном
направлении и создают возможность для свободного поперечного
расширения. Продольные шпонки 2 фиксируют насос в поперечном
направлении и позволяют ему свободно расширяться в продольном
направлении.
Таким образом, обеспечивается свободное расширение корпуса
насоса в направлениях, указанных на рисунке стрелками.
168
Фиксация корпуса в вертикальном направлении производится
болтовыми соединениями (рис. 4-38). Здесь затяжка крепежного
болта 1 производится на втулке 2 так, что между поверхностями
массивной жесткой шайбы 3 и прилегающей к пей опорной лапы 4
достигается плотное соприкосновение без натяга.
Если в насосах для горячих жидкостей не предусмотрена ком-
пенсация тепловых деформаций, то возникают местные перенапря-
жения в материале, опасные для машины. В таких насосах секцион-
ного типа в тяжелых условиях находятся стяжные болты, затя-
гиваемые при монтажной, относительно низкой температуре. При
разогреве насоса температура стяжных болтов не достигает тем-
пературы секций, так как они лежат вне секций, омываемых с внут-
ренней стороны жидкостью высокой температуры._ Возникающая
разность тепловых деформаций вызывает в резьбовой части болтов
перенапряжение материала. С целью предотвращения этого явления
насосы снабжают изолирующим кожухом, захватывающим стяжные
болты, а промежуток между внутренней поверхностью кожуха и
корпусом набивают теплоизоляционным материалом.
При медленном разогреве насоса можно получить практически
близкие температуры корпуса и стяжных болтов.
4-9. ОСОБЫЕ КОНСТРУКЦИИ АГРЕГАТОВ
С ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ НАСОСАМИ
Развитие технологических процессов в промышленности, тре-
бующих применения насосного оборудования, вызвало разработку
новых конструкций насосов и новых типов насосных блоков (агре-
гатов).
Появление новых типов блоков и конструкций насосов стало
возможным, во-первых, благодаря развитию прогрессивного прин-
ципа соединения насоса и двигателя в единый конструктивный блок
и, во-вторых, ввиду широких возможностей технологии современного
машиностроения и применения новых материалов.
Тенденция к соединению машины-двигателя с машиной -оруди -
ем, свойственная всем отраслям техники, вполне отчетливо выра-
жена и в нас.оссстроении. Первой ступенью явился здесь переход
от насосного а,регата с разделенными насосом и двигателем при
передаче энергии посредством ременной передачи к блоку с непо-
средственным соединением валов муфтой. Эго создает большое
удобство при компоновке насосных станций. Большинстве агрега-
тов с лопастными насосами выполняется теперь по этому типу.
Затем возникли конструкции моноблочных насосов (обознача-
ются в марке насоса буквой М). Так, на рис. 4-39 представлен
один из типов консольных моноблочных насосов КМ для химиче-
ской промышленности. В этом типе блоков рабочее колесо насоса
посажено на консоль вала двигателя, а корпуса двигателя и насоса
сопряжены через приставку непосредственно болтовыми соедине-
ниями. Это дает большую экономию в габаритах и массе агрегата.
Масса моноблочного агрегата КМ по данным ВНИИгидромаш
составляет от 4,3 до 65% массы обычных агрегатов с консольными
насосами типа К.
Соединение насоса н двигателя в единый конструктивный блок
оказывается особенно удобным в случае применения экраниро-
169
Ванных aiiiira-гелей. В таких днигателях полости ротора и статора
герметично разобщены гонкой цн.ч ни прической гильзой из немагнит-
ной стали. Полому оппзызае гея низ.можпым заполнить внутренность
двигателя и полости опор перекачиваемой жидкостью (если она
неагрессивна для примененных в конструкции материалов) и, та-
ким образом, обойтись в конструкции без уплотнений вала. Сле-
довательно, такой блок может быть выполнен герметичным, что
особенно важно при подаче вредных и легковоспламеняющихся
жидкостей.
Рис. 4-39. Моноблочный консольный насос для химической промыш-
ленности.
На рис. 4-40 представлен вертикальный одноступенчатый гер-
метичный химический электронасос с экранированным двигателем.
Жидкость всасывается через правый патрубок и, пройдя рабо-
чее колесо и направляющий аппарат, выходит через левый патру-
бок. Часть жидкости проникает через уп-догпглия рабочего колеса
и радиальный зазор между валом и расточкой крышки насоса,
проходя затем в зазор между гильзой, защищающей обмотки, и
поверхностью ротора двигателя. Выше она поступает в отводную
трубку и проходит в змеевиковый холодильник, обнимающий кор-
пус двигателя. Здесь жидкость отдает тепло охлаждающей воде,
подаваемой через полость термобарьера по трубке в полость хо-
лодильника.
Таким образом, жидкость проходит через зазоры двигателя и
змеевиковый холодильник по замкнутому контуру, отдавая тепло,
получаемое в двигателе.
В описанной конструкции уплотнения вала исключены, н по-
этому насосный агрегат является герметичным.
170
Ф!50
Ф22!
Рис. 4-40. Вертикальный герметичный насос.
Дальнейшим ii.хинины соединения насоса и двига-
теля является, например, лопастный (осевой) mhoi оетупеичатый
насос для перекачки нефтепродуктов, изображенный на рис. 4-41.
В этой конструкции насос и двигатель полностью совмещены в об-
щий конструктивный блок. Агрегат отличается большой компакт-
ностью и относительно малой массой. Он состоит из статора /,
защищенного rii./uou'.'i (-щ.рщю.м) Д и массивного ротора 3. Послед-
ний вращается на шарикоподшипниках 4.
Ротор представляет еоГом массивный полый барабан, на внут-
ренней поверхности которого расположены венцы рабочих лопастей
5. Количество венцов определяется числом ступеней насоса.
Рис. 4-4:’ Ibicoc с вращающимся корпусом.
17'.’
В полости ротора жестка кренится стержень 6', на который
набираются пошил направляющих лопастей 7, фиксируемых на
стержне шпонками и затяжной гайкоИ & Стержень 6 крепится во
втулках 5, поддерживаемых во всасывающем 10 и напорном 11
патрубках лопастям’.! 72.
Силовое, вшолчо действие между статором и массивным ротором
обусловливает вращение венцов рабочих лопастей и сообщение
энергии потоку жидкости, проходящему через проточную часть.
Представляет сущее;венный интерес применение в области ма-
лых производптслыюстей п высоких напоров насосов с вращаю-
щимся корпусом. Конструктивная схема такого насоса дапа на
рис. 4-42.
В неподвижном корпусе 1 насоса. скреп.теином жестко с дви-
гателем, расположен вращающийся корпус 2, закрепленный на
консоли вала электродвигателя.
Внутри вращающегося корпуса между радиальными лопастя-
;ш расположен неподвижный приемник (обтекатель) 3. При вра-
щении корпуса 2 жидкость захватывается радиальными лопастями
и под действием центробежных сил развивает давление, пропорции
пильное квадрату окружной скорое; в. Под этим давлением
жидкость поступает в приемное отверстие 3 и далее, по осевому
каналу 4 отводится наружу в напорный трубопровод. Одновремен-
но через приемный патрубок жидкость подводится в центральную
часть вращающегося корпуса.
Коэффициент быстроходности насосов этого типа составляет
около 25, к. п. л. достигает 60%. Напорная характеристика круто-
падающая. стабильной формы.
Современным образцом питательных насосов являются двух-
корпус.пые. секционные питательные насосы для тепловых электри-
ческих станций. Образен такого насоса ПЭ-380-185/200, разрабо-
танный Сумским насосным заводом, показан па рис. 4-43
Насос имеет два корпуса: виутпеянип—секционный и наруж-
ный— целы; »к< hi.hh и; тиктсыт.еппый Напор развиваемый насо-
сом, 2000 м вот . ст., 1гроизродитс'п,кост|> 380 м’/ч, к. п. д. в опти-
мальном режиме достигает 76%.
Ввиду высокой температуры воды, подаваемой насосом fio
453 К) при давлении во входном патр''бкс 0.64 МПа, концевые
гилотпеиня вышхли'пы ще. левыми < - но диодом в полость уплотнения
холодного ’лапир’лошсга кочдснсатп. Уравновешивание осевой "силы
производится гидравлической пятой.
Улучшение кавиттциланых кт.чести насоса достигается в ос-
новном высоким критерием кавитации первой ступени, резко от-
личающейся от последующих Для первой ступени п.-=100, С—
-1500.
Моторесурс, гарантируемый заводом, составляет не менее
10 000 ч. что достигается изготовлением деталей прототип? части
из хромистой нержавеющей стали.
Привод насоса выполняется или непосредственно от 'электро-
двигателя с постоянной часто; и"; вращения, или через гидромуф-
ту, позволяющую изменять частоту вращения вала насоса с целью
рсгулнрошшия ночачп
В н:х-осо<т|><»>’Ш1п г. ’as.'.ч''11п-е нремя находят широкое при-
менение различные спите i ическпе мя icpiia.'ii.i.
В за висим’..'.' л а ' л г.'.') с ст'с,1 >,з надет м;ь сы, стеклопла-
стики и нооизвоцпых к.ю;чуг.я употребляются для изготовления
173
Ри 4.4З. Питательный электронасоС ПЭ.з^'Цц
Рис. 4-44. Пластмассовый центробежный насос.
720
и покрытия рабочих колее и внутреннего покрытия корпуса
насоса.
На рис. 4-44 показан центробежный вертикальный погружной
насос для перекачки соляной кислоты и различных агрессивных
жидкостей при температурах до 60°С. Рабочее колесо открытого
типа (без переднего покрывающего диска). Корпус насоса, рабочее
колесо и корпус нижнего подшипника выполнены из фенолита, за-
щитная втулка вала — из антихлора.
Рисунок 4-39 дает представление о конструкции насоса для пе-
рекачивания кислот п щелочей при температурах до 70°С. Детали
проточной части насоса - - корпус, крышки, рабочее колесо, фланец
уплотнения — выполнены из пропилена.
Для работы с агрессивными кислыми жидкостями различной
концентрации при температурах до 60°С применяют гуммированные
насосы, один из которых 3X-9P-I показан на рис. 4-45. Корпус и
крышки этого консольного насоса выполнены из конструкционного
чугуна и с внутренней стороны покрыты слоем кислотостойкой ре-
зины (гуммированы). Колесо насоса сборное стальное, покрыто
слоем резины.
Покрытие резиной производится машинным способом в горя
чем состоянии, и поэтому слой резины прочно приваривается к ме-
ТйЛЛу.
Сальниковое уплотнение выполняется из кислотостойких мате-
риалов.
В этой конструкции заслуживает внимания особый прием, при-
мененный для разгрузки сальника и уменьшения осевой силы: на
задней стороне рабочего диска колеса расположены лопасти, пони-
жающие давление в зазоре между корпусом и колесом.
Рабочее колесо насоса имеет свободные лопасти, без переднего
покрывающего диска.
4-10. ВЫБОР НАСОСОВ И ПРИВОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В основу выбора насосов для заданных условий ра-
боты положены экономические требования. Они заклю-
чаются в том, чтобы насос и приводной двигатель его,
будучи дешевыми, работали с наивысшим возможным
к. п. д.
Рассмотрим общий метод решения задачи о выборе
насосов для заданных условий работы.
Гидравлическим расчетом трубопроводной сети вы-
ясняются давление, создаваемое насосной установкой, и
ее подача. Последняя в общем случае переменна во вре-
мени (см. рис. 3-53) и покрывается несколькими насоса-
ми. Поэтому задача выбора насосов заключается не толь-
ко в определении типа и размеров насоса, но и в выяс-
нении необходимого количества их. Эта задача решается
экономическим расчетом нескольких (не менее трех) ва-
риантов установки с различными количествами насосов.
Наиболее выгодным является вариант, дающий наимень-
12—130 177
Шую стоимость 1 м3 поданной жидкости при соблюдений
полной надежности и бесперебойности работы.
Для любого заданного графика расходов (см.
рис. 3-53) наиболее простым будет вариант с одним ра-
бочим насосом, покрывающим все заданные расходы от
Qmhh до Смаке- При этом установка должна состоять из
двух насосов — рабочего и резервного, рассчитанного на
расход Q.
Пользуясь сводным графиком полей характеристик,
например, на рис. 4-46, находим подходящий тип насо-
са. Здесь следует заботиться о том, чтобы при регулиро-
вании подачи от Смин до Смаке режим насоса не выходил
из поля его характеристик. Если это не может быть вы-
полнено, то вариант с одним насосом практически не-
приемлем.
По частоте вращения, указанной в поле характери-
стик, и в зависимости от предполагаемых условий рабо-
ты выбирается тип электродвигателя, причем если нет
ограничений, то следует выбирать наиболее дешевые,
открытые конструкции. Затем эскизно разрабатывается
размещение оборудования с указанием трубопроводов
и электрической коммутации и нанесением всего вспомо-
гательного оборудования.
По справочникам-ценникам определяется стоимость
оборудования и его монтажа.
Намечаются тип и кубатура здания (помещения) на-
сосной установки и по укрупненным измерителям опре-
деляется стоимость сооружения его.
Годовые эксплуатационные затраты складываются из
стоимости электроэнергии, отчислений на амортизацию и
капитальный ремонт здания и оборудования, стоимости
обслуживания, отчислений на текущий ремонт, стоимости
смазочных и обтирочных материалов.
Годовой расход электроэнергии легко вычисляется по
графику расходов и размерной характеристике приня-
того типа насоса.
Годовая стоимость электроэнергии получается умно-
жением годового расхода ее на стоимость 1 кВт-ч, при-
нимаемую по плановым соображениям.
Все указанные выше отчисления (амортизация, ре-
монты) принимаются по ведомственным данным.
Годовая стоимость обслуживания вычисляется в за-
висимости от штата обслуживающего персонала и его
зарплаты также по ведомственным данным.
178
Рис. 4-46. Сводный гРафик полей характеристик насосов типов К и КМ-
Если годовые эксплуатационные затраты, вычислен-
ные описанным способом, R'3, а годовая подача насос-
ной установки 1/год, то стоимость подачи 1 м3 жидкости
в первом варианте составляет:
Этот вариант характерен глубоким регулированием
и 100%-ным резервом установленной подачи.
Аналогичным путем,
Рис. 4-47. Выбор экономи-
чески наивыгоднейшего ва-
рианта насосной установки.
на -
приняв количество насосов рав-
ным 2, 3, 4, ..., можно рассчи-
тать СТОИМОСТИ Г2, Гз, Гц ... и
построить график (рис. 4-47).
Наиболее экономичный ва-
риант насосной установки со-
ответствует количеству насосов
г0|1Т, при котором /— гмин-
Применительно к
ia рис. 4-47 экономически
выгоднейший вариант
ветствует количеству
сов 23.
При проектировании
косных установок промышлен-
ных предприятий, располагающих для привода и элек-
троэнергией, и паром, должен быть решен вопрос о вы-
боре приводного двигателя (электродвигатель или паро-
вая турбина). При этом следует иметь в виду, что тур-
бины малой мощности обычно высокооборотпы и для
обычных типов насосов без применения редукторов не-
приемлемы. Кроме того, к. п. д. паровых турбин малой
мощности, работающих на выхлоп в атмосферу, очень
низок и энергетическая эффективность насосного агре-
гата с такой турбиной ничтожна. Принять такой вид
привода можно лишь для пускорезервных, кратковре-
менно действующих агрегатов.
Применение паротурбинного привода для постоянно
действующи.': (не резервных) центробежных насосов до-
пустимо лишь при условии использования отработавшего
пара турбины в регенеративном цикле или для целей
теплофикации. В этом случае паротурбинный привод
энергетически эффективное электрического тля мощности
привода более 6 МВт.
)«(i
графику
наи-
соот-
насо-
Выбор единично работакипи\ насосов производится
ко заданньлм подаче и напору ио сводным графикам ра-
бочих полей.
При расчете мощности двигателя для привода насоса
следует ‘учитывать возможное увеличение мощности на
палу'1<рп" отклонении режима от расчетного. Это обстоя-
тельство требует некоторого запаса мощности двигателя
п учитывается коэффициентом т запаса мощности:
М П
vi' 111 кику
(4-16)
где М, II и i| параметры насоса при расчетном режи-
ме; т=1,1-^-1,5 и имеет тем меньшее значение, чем круп-
нее насос.
4-11. УСТРОЙСТВО И ЭКСПЛУАТАЦИЯ НАСОСНЫХ
УСТАНОВОК
Насосный агрегат состоит из насоса, двигателя, трубопровод-
ион арматуры, измерительных приборов и устройства для заполне-
ния иасоса жидкостью перед пуском. К насосному агрегату могут
быть отнесены п пусковые устройств-! двигателя а также приборы
для автоматического управления работой агрегата.
Компоновки насосных агрегатов онредел- лютея назначением й -
следних. Типичная компоновка показана на рис. 4 48
Насос / и двигатель, соеднненпые эластичной муфтой, распо-
лагаются на раме 2 из фасонной прокатной стали. Рама крепится
анкерными болтами к фундаменту 3.
Веасыпчющпй. трубопровод 9 ляжет быть индивидуальным;
в .этом случае жидкость берется насосом из приемного колодца 5
через воронку б. В других случаях всасывающий трубопровод берет
жидкость из общего всасывающего коллек тор;г это встречается,
например, и насосных установках'дл гиттиия паровых .котлов. Во
всех случаях горизовта.Н1 ни? считки всасывающих трубопроводов
укладываю тс-ч с пинаемом к насосу, равным не менее 0,005. Это
необходимо во iriOewj'jne. обра-лопання во всасывающих трубопро-
водах иоздупшых мешков.
Пеиосредстщчи i. in< п 'лорпоч патрубке насоса располагается
обратный клапан 7. !:го плзначелне -• автоматически отключать на-
сос <гч чапорнщв к.'Х'иегтлра ,9 в (щучае остановки двигателя (или
аварии).
Между обратным к'ыпаном и валорным коллектором .9 распо-
лагается задвижка Н1ли вентиль) 8 для дроссельного регулирова-
ния наноса и о ax.no'B'iiiiii его ог напорной сети.
При диаметре трубопроводов. бюлее 300 мм за;п;н?кки часто
выполняются с а. сект pi I'lccc и ,u . ri'iir лрячл!'nnioiniM
Коллектор 'J pi it»Twri;'i,ii'i, тумбах. /Л
Пимзипое-нт рис . 4-48 расположение напорных трубопрово-
дов выше отметки п<;л.т гулбпо п отношении монтажа и надзора
181
за трубопроводом, однако при этом загромождаются проходы для
обслуживающего персонала. При такой компоновке в местах пере
хода через трубопроводы устраивают перекидные мостики.
Для освобождения помещения располагают напорные трубо-
проводы в каналах ниже пола и перекрывают последние рифленой
сталью.
Перед пуском центробежные и осевые насосы должны запол-
няться подаваемой ими жидкостью. Если уровень всасываемой
жидкости располагается выше верхней точки насоса или на вса-
сывающем коллекторе имеется избыточное 'давление, то заполнение
насоса производят, открывая задвижку на всасывающей трубе и
выпуская воздух через краник, расположенный в верхней точке кор-
пуса насоса.
В установках, где уровень всасываемой жидкости лежит ниже
оси насоса, для заполнения пользуются двумя способами:
а) В агрегатах небольшой подачи с диаметром всасывающей
трубы до 250 мм на конце ее под уровнем жидкости располагают
приемный клапан. При этом заполнение производят через воронку
и кран в верхней точке корпуса насоса из водопровода или специ-
ального заливочного бака.
б) В агрегатах с dnc. >250 мм приемные клапаны не ставят
и заполнение производят отсасыванием воздуха из насоса специаль-
ным вакуумным насосом (обычно применяют насосы типов КВН
и ВВН, создающие вакуум до 97%).
При наличии загрязнений всасываемой жидкости воронка на
всасывающей трубе комбинируется со щелевым или сетчатым
фильтром.
Контроль за работой насоса ведется по показаниям вакууммет-
ра 11 к манометра 12. присоединенных ко всасывающему и на-
1Я2
пирному патрубкам; измерение подачи производится по расходоме-
ру, вмонтированному в напорный трубопровод насоса,
1ак как о нагрузке насоса можно судить но показаниям ма-
нометра, то часто отказываются от установки расходомеров на
каждом насосе и располагают один расходомер на общем трубо-
проводе, контролируя по его показаниям подачу установки в це-
лом. В качестве расходомеров применяют диафрагмы, трубы Венту-
ри и крыльчатые водомеры.
Контролирование мощности, расходуемой агрегатом, произво-
дится при помощи вольтметров, амперметров нли ваттметров, рас-
полагаемых на электрическом щите агрегата ил и установки
Для пуска насосного агрегата следует произвести подготови-
тельные операции; убедиться в свободном вращении вала, проверить
открытие кранов манометра и вакуумметра, заполнить насос и вса-
сывающую трубу, открыть подачу охлаждающей воды в подшипни-
ки [(в агрегатах с охлаждаемыми подшипниками), проверить поло-
жение уровня масла в подшипниках (при подшипниках с жидкой
смазкой). Задвижка на напорном трубопроводе центробежного на-
соса при пуске должна быть закрыта (п«<250).
Пуск насоса производится следующим образом: включается
электродвигатель и частота вращения его доводится до нормаль-
ной, медленно открывается задвижка на напорном патрубке насоса
до достижения требуемой подачи, открываются краны, подводящие
охлаждающую воду к сальникам насоса.
При работе насоса следует наблюдать за температурой подшип-
ников и корпуса двигателя, которая для нормальных условий не
должна превышать 60°С, наличием масла в камере подшипников
(при жидкой смазке), плотностью сальников (затяжка сальника счи-
тается нормальной, если он пропускает воду редкими каплями и
температура его невысока).
Остановка насосного агрегата заключается в закрытии задвиж-
ки на напорной трубе, выключении двигателя, закрытии задвижки
на всасывающей трубе и выключении охлаждения сальников и под-
шипников.
Пуск, обслуживание при работе и остановка агрегатов значи-
тельной мощности обязательно регламентируются особыми ин-
струкциями.
Особым инструкциям подчиняется эксплуатация питательных
насосных агрегатов паровых котлов и насосов для подачи горячих
жидкостей.
При современном развитии техники автоматического управления
производственными процессами автоматизация насосных установок
не представляет трудности.
Автоматическое управление насосами предусматривает следую-
щие операции:
а) подготовку насосов к пуску, заключающуюся в контроле
за положением запорной арматуры и заполнении насосов жидко-
стью;
б) пуск и остановку насосов в зависимости от расхода, тре-
буемого потребителями;
в( остановку насоса при неисправностях его и пуск другого
насоса взамен неисправного;
г) защиту от перегрева сальников и подшипников;
д) гидравлическую защиту насосов, создающую невозможность
пуска насоса, не заполненного жидкостью.
183
При разработке схемы автоматизации и защиты может быть
предусмотрена необходимость работы насосной установки по наме-
ченной программе.
Автоматизация повышает экономичность и надежность работы
насосной установки, позволяет уменьшить количество обслуживаю-
щего персонала.
, ГЛАВА ПЯТАЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
5-1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ. ПРИМЕНЕНИЕ
Центробежными вентиляторами называют машины
для перемещения чистых газов и смесей газов с мелкими
твердыми материалами, имеющие степень повышения
давления не более 1,15 при плотности потока 1,2 кг/м3.
Характерным признаком центробежного вентилятора
является повышение давления за счет работы центробеж-
ной силы газа, движущегося в рабочем колесе от центра
к периферии.
Рис, 5-1. Центробежный вентилятор.
При незначительном повышении давления газа из-
менением термодинамического состояния его можно
пренебрегать. Поэтому к центробежным вентиляторам
применима теория машины для несжимаемой среды
(см. гл. 3).
Центробежные вентиляторы широко распространены
в промышленности и коммунальном хозяйстве для вен-
тиляции зданий, душирования рабочих мест, отсасыва-
ния вредных веществ в технологических процессах.
184
В теплоэнергетических установках центробежные вен-
тиляторы применяются для подачи воздуха в топочные
камеры парогенераторов, перемещения топливных смесей
в системах пылеприготовления, отсасывания дымовых га-
зов и транспортирования их в атмосферу.
Конструктивное устройство центробежного вентилято-
ра простейшего типа показано на рис. 5-1.
Рабочее колесо вентилятора состоит из литой ступи-
цы 1, жестко сопряженной с основным диском 2. Рабо-
чие лопатки 3 крепятся к основному диску 2 и к перед-
нему диску 4, обеспечивающему необходимую жесткость
лопастной решетки 5. Корпус 6 вентилятора крепится
к литой или сварной станине 9, на которой располагают-
ся подшипники 10, несущие вал вентилятора с посажен-
ным на него рабочим колесом; 7 и 8— фланцы крепле-
ния всасывающей и напорной труб, 11— шкив привода
вентилятора.
Центробежные, вентиляторы выпускаются заводами
в определенных геометрических сериях. Каждая серия
характеризуется постоянством отношения сходственных
Рис. 5-2, Аэродинамическая схема вентилятора
ЦКТИ 07-37.
размеров; размеры отдельных машин п их рабочие па-
раметры в серии различны.
Геометрическая форма данной серин представляется
аэродинамической схемой, где все размеры вентилятора
даны в процентах величины внешнего диаметра рабоче-
го колеса (рис. 5-2).
Обозначение центробежных вентиляторов соответст-
венно ГОСТ 5976-73 включает: букву Ц, указывающую
ча основной признак типа-- центробежный, пятикратное
значение коэффициента полного давления (см. § 3-11)
на режиме при тумаке, округленное до целого числа, и
быстроходность на режиме т]Макс, тоже округленную до
целого числа.
Обозначение вентилятора включает и его номер, пред-
ставляющий собой значение диаметра выраженное
в дециметрах.
Так. например, центробежный вентилятор с диамет-
ром рабочего колеса 400 мм, имеющий при максималь-
ном к. п. д. коэффициент полного давления 0,86 и бы-
строходность 70, обозначается Ц4-70-4.
В современном вентиляторостроении разработаны и
строятся машины с профилированными лопастями и ра-
циональной формой проточной полости, к. п. д. которых
достигает 90%.
Характерной конструктивной величиной центробеж-
ного вентилятора является отношение выходного и вход-
ного диаметров межлопастных каналов рабочего колеса
Oo/Z),.
В обычных конструкциях это отношение выбирается
небольшим, в пределах 1,2—1,45, радиальная длина ло-
пасти составляет (0,084 -0,16) D2.
5-2. ЭНЕРГИЯ, СООБЩАЕМАЯ ГАЗУ ЦЕНТРОБЕЖНЫМ
ВЕНТИЛЯТОРОМ. ДАВЛЕНИЕ ВЕНТИЛЯТОРА
Условия работы машины, подающей жидкость или
газ в сеть трубопроводов, существенно зависят от свойств
последней (см. § 2-3).
Выясним связь между параметрами машины и тру-
бопровода на примере дымососа, берущего газы из хво-
стового хода парогенератора и подающего их через ды-
мовую трубу в атмосферу (рис. 5-3).
Применим к потоку между сечениями 7 и 2 уравнение
Вернулли:
+4-++^SA’
где (Дкт)абс и (Д2ст)абс - абсолютные статические дав-
ления в начале и конце участка 1-2, газового потока:
(>Р — средняя плотность газа на участке 1-2; щ и с2 —
скорости газа в сечениях 1 и 2, Н — напор, развиваемый
дымососом; S/i —потери напора на участке 1-2.
)Я6
Выразим абсолютные давления, входящие в уравне-
ние Бернулли, через избыточные и учтем изменение атмо-
сферного давления по высоте дымовой трубы
(/Лст)а1с /Лет + /’«I G'W„ /'.ст + Л - Рв^тр-
Получим:
+' '+gn =- v- - v gJI?P -г 4-+gi^+gx/i,
Л •- Hr Hr
где р„ средняя плотность воздуха но высоте дымовой
грубы.
После преобразования будем иметь:
"-- —(г-1 (5-'’
Выражение
называют само гя гой или ес-
тественной тягой системы. В
шения рв и рг самотяга может
отрицательной. Если рв>рг
и /7тр>0, то самотяга поло-
жительна it уменьшает вели-
чину напора дымососа, необ-
ходимую в системе. При
/7тр>0 и рв-<рг самотяга от-
рицательна и увеличивает
потребный напор и мощ-
ность на валу дымососа. Ра-
венство плотностей газа п
воздуха при любых значе-
ниях Н[р дает нулевое зна-
чение самотяги и дымосос
работает на преодоление
разности статических давле-
ний и кинетических энергий
в выходном и входном сече-
ниях газового тракта и по-
крытие его газового сопро-
тивления.
В современных котель-
чависимости от соогпо-
быть положительной или
Рис. 5-3. Совместная работа
дымососа и дымовой трубы.
пых установках ТЭС ввиду большой разности темпера-
тур наружного воздуха и дымовых газов и при больших
высотах дымовых труб (до 350- 400 м) самотяга прояв-
ляется очень существенно.
187
Рассмотрим практический способ оценки дав.тения,
развиваемого вентилятором но коэффициенту полною
давления. Выражая тангенциальную компоненту (ри че-
рез коэффициент закручивания р2=С2и/«2 ча выходе и
используя основное уравнение центробежной машины
(см. § 3-2), получаем:
Ч
Оцепим потери энергии в вентиляторе, введя в это
уравнение гидравлический к. и. д. дг:
Р \
Воспользуемся коэффициентом полного давления р—
—р/ри22. Очевидно,
Р р?и\, (5-2)
/7--=Т]г|12. (5-3)
Для ориентировочного расчета полного давления при
трех типах лопастей, применяемых в вентиляторах, мож-
но пользоваться следующими данными:
₽2Л Н-2
1г
>90* 1,1—1,6
90’ 0,85—0,95
<90* 0,50—0,80
0,60—0,75 0,66—1,20
(,,65—0,80 0,60—0,76
0,70—0,90 0,35—0,72
Если поток газа на входе в вентилятор имеет пара-
метры рк;т и Ci, на выходе р2ст и с2, то полное давление,
развиваемое вентилятором,
Р =- РЮ — Р,ст + р С- (5‘4)
5-3. ПОДАЧА, МОЩНОСТЬ И К. П. Д. ВЕНТИЛЯТОРА.
ВЫБОР ВЕНТИЛЯТОРА
Вентилятор характеризуется, кроме развиваемого им
напора, объемной подачей Q, полным г] и статическим
Дет к. п. д. и мощностью ЛЕ При изменении частоты
вращения вала вентилятора и температуры подаваемого
газа все эти величины изменяются.
Подача самых крупных центробежных вентиляторов,
употребляемых для проветривания шахт, достигает
в настоящее время 1,8• 106 м3/ч, в станционной тепло-
энергетике 900 10'1 м3/ч.
188
Назначение вентиляторов состоит в подаче газа и
одновременно повышении его потенциальной энергии
(статического напора).
В полной полезной энергии, сообщаемой вентилято-
ром потоку газа, существенную долю составляет кине-
тическая энергия.
Поэтому опенка эффективности вентилятора полным
к. п. д. является недостаточной.
Для оценки вентиляторов со стороны создаваемого
ими статического напора введен статический к. п.
Таким образом, вентиляторы характеризуются
к. и. д..:
полным
7)-^-
1 1000.V ’
статическим
Д. Т]ст-
двумя
(5-5)
(5 6)
от вы-
Очевидно, т],-т<г|.
Для разных типов вентиляторов в зависимости
ходного угла рабочих лопастей р2л, различно и соотно-
шение между т),т п г]. Ориентировочно т]гт меньше ц
па 20—30%.
Основанием для выбора вентилятора являются наи-
большие подача Q и напор Н, которые он должен соз-
давать, работая в заданной системе воздухо- или газо-
проводов. Имея в виду ошибки, возможные в расчете
потерь напора в системе, следует вводить гарантийные
запасы в рабочих параметрах и выбирать вентилятор на
подачу l,05Q и напор 1,1 Я. (Дутьевые вентиляторы и
дымососы выбирают на подачу 1,1 Q и напор 1,2/7.)
Каталожные данные относятся обычно к нормальным
условиям (7=293 К, /7о=76О мм рт. ст.), поэтому выбор
по каталогу ведут на подачу Q1;=1,O5Q и напор Нк=
=1,1/7рк/р, где рк—плотность воздуха (газа) при нор-
мальных условиях.
Для выбора вентилятора удобно пользоваться свод-
ным графиком полей характеристик (см. § 3-12, п. «г»).
По формулам (5-5) и (5-6) может быть рассчитана
необходимая мощность на валу вентилятора при опти-
мальном режиме (при Г)МЯ1С(;).
Мощность приводного двигателя вентилятора прннп-
иается с запасом, учитывающим возможное отклонение
189
режима от расчетного, уменьшение к п. д вентилятора
и старение изоляции двигателя в процессе длительной
эксплуатации
".•--'’-St - <5-7>
Здесь коэффициент запаса мощности m=l,05-s-l,2
принимается тем большим, чем меньше мощность на
валу вентилятора. При непосредственном соединении ва-
лов вентилятора и двигателя к. п. д. передачи при
клиноременной передаче и]п=0,92.
5-4. ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
Характеристиками вентиляторов называют графики
зависимостей напорол, мощности на валу п к. и. д. от
объемной подачи.
Характеристики получаются непосредственным испы-
танием вентиляторов при постоянной частоте вращения
и строятся для воздуха с р=1,2 kt/mj.
При пересчете характеристик, построенных для стан-
дартных условий при Но=76О мм рт. ст., 7’=293 К и ср=
=50%, на натурные следует иметь в виду, что подача,
напор и к. п. д. остаются неизменными, а давление и
мощность на валу изменяются пропорционально плотно-
сти газа, подаваемого вентилятором, т. е.
!\ и N . 2
Характеристики при переменной частоте вращения
строятся по условиям подобия способом, указанным
в § 3-11 п. «г».
На рис. 5-4 и 5-5 даны типичные формы характери-
стик соответственно при n=const и n=var.
В вентиляторостроении широко применяются безраз-
мерные характеристики, общие для целой серии геомет-
рически подобных машин (см. § 3-11, п. «д»).
На рис. 5-6 показана безразмерная характеристика
вентиляторов Ц4-76, построенная по результатам испы-
тания модели с £>2—500 мм при л=1200 об/мин.
Безразмерные характеристики очень удобны для рас-
чета рабочих параметрон вентилятора из данной серии,
190
имеющего диаметр рабочего колеса D2 и работающего
при п, об/мин. Расчет ведется по формулам § 3-11,
п. «д».
Q = Q-0,785D2,u8; Н--=Ни\, N = NpQ,785D1/i\;
— , — . — nD,n
= р = р?и,-, t-d;
Формы характеристик вентиляторов определяются
аэродинамикой проточной полости их и в основном отно-
Рис 5-4. Размерная характеристика вентилятора при
n=const.
шением D^/Dy, выходным углом лопасти р2л и формой
ее профиля. На рис. 5-7 показаны три типа характери-
стик давления вентиляторов. Из них интересна характе-
ристика седлообразной формы 1, свойственная вентиля-
торам с большими углами р2л и малой радиальной про-
тяженностью лопастей (малое D2/D|).
ГОСТ и ведомственные указания запрещают эксплуа-
тацию вентиляторов при т] <0,9т]макг. Это требование
исключает из эксплуатации начальный участок седлооб-
разной характеристики при малых подачах.
Работа вентиляторов с седлообразной формой харак-
теристики давления на сеть со значительным статическим
напором в ряде случаев является неустойчивой. Это об-
стоятельство указывает на нежелательность применения
вентиляторов с седлообразной формой характеристики.
191
О 3000 SOOD 9000 12000 15000 18000 21000 н^/ч
Рис. 5-5. Размерная характеристика вентилятора ВВД № 11 при
n = var.
Рис 5-6, Безразмерная характеристика вентиля
тора Ц4-76.
192
Рис. 5-7. Характеристики вен-
тиляторов.
/ — вентилятор СТД № 8, 2 —вен-
тилятор Ц6-16 и № 4; 3 — вентиля
тор ВРН № 4.
Регулирование подачи вентиляторов можно произво-
дить всеми способами, указанными в § 3-12:
I) изменением частоты вращения вала вентилятора;
2) дросселированием па входе и выходе вентилятора;
3) направляющими аппаратами различных конструк-
ций па входе.
Первый способ требует применения электродвигате-
лей с переменной частотой вращения (коллекторных
или двухскоростных). Возможно применение двигателей
с постоянной частотой вра-
щения при включении между
валами двигателя и венти-
лятора вариатора частоты
вращения (обычно гидро-
муфты). В обоих этих вари-
антах вентиляторная уста-
новка усложняется и удоро-
жается и поэтому такой спо-
соб регулирования применя-
ется только для крупных
вентиляторов в особо ответ-
ственных установках.
В некоторых случаях для
привода вентиляторов при-
меняют электродвигатели с
фазовым ротором, в которых
с помощью специальных
контактных колец преостата
можно регулировать сопротивление в цепи ротора и та-
ким образом изменять частоту вращения вала.
Второй способ применяется очень широко ввиду его
конструктивной простоты. Вентиляторы малых и сред-
них размеров, приводимые асинхронными короткозамкну-
тыми двигателями, регулируются этим способом, един-
ственно в таких условиях доступным.
Третий способ распространен для вентиляторов
с большой подачей в шлхтпы.х установках н особенно
в станционной теплоэнергетик)' (дутьевые, вентиляторы
В ГД, ВДН, дымососы ДН).
По затратам энергии па привод в режимах регулиро-
вания при одинаковых шщ. i'iax указанные способы не
равноценны.
Для любых, типов вентиляторов худшим способом ре-
гулирования является дроссельное, дающее наибольшую
13 — 130
193
затрату энергии. Лучший способ — с применением гидро-
муфты.
Сопоставление эффективности различных способов ре-
гулирования наглядно показано на графиках рис. 5-8.
j
Рис. 5-8. Изменении питребляе.мон мощпоитн при различных спот
бах регулирования.
с/ вентилятор ЦН-53 с лопатками, отогнутыми назад; б — вентилятор ЦВ-55
с лопатками, отогнутыми вперед; / - дроссель-. 2 упрощенный направляю-
щий аппарат; ы—упрощенный осевой направляющий аппарат; 4— осевой
направляющий аппарат; 5— гидромуфта; 6 — реостат н цепи ротора электрон
двигателя.
Из графиков ясно, что при неглубоком регулировании
подачи направляющие аппараты на входе и гидромуфта
при nJlu=consl: почти равноэффективны, при глубоком
регулировании установки с л;1Л=уаг и установки с гидро-
муфтой равноэффективны.
5-5. КОНСТРУКТИВНОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ
В зависимости от давления, создаваемого вептилято
рами, их принято подразделять на три осноппчо группы-,
низкого давления -до 0.98! кПа. средпего- свыше-
0,981 по 2.943 кПа. высокого -свыше- 2.043 цо
11,772 кПа '
1 Цифры по ГОСТ 5976-73.
194
Конструктивная форма и размеры вентилятора опре-
деляются его подачей, давлением и частотой’ вращения.
<Рормы : . iic групп и й рабочил колес вентиляторов да-
ны на рис. 5-9.
Рис. 5-9. Схемы конструкций рабочих колес центробежных вентиля-
торов.
Барабанная (а) и кольцевая (б) формы свойственны
вентиляторам, низкого давления с лопатками, загнутыми
вперед; формы б, в п г характерны для вентиляторов
низкого, среднего и высокого давлений с лопатками, за-
гнутыми назад.
Наименьшей прочностью и жесткостью обладают ко-
леса формы а, допускающие окружную скорость на диа-
метре D2 не более 40 м/с. Ширина таких колес постоян-
на и составляет около 0,5/Ф>.
Колеса кольцевой формы с шириной b!=й2=0,2-г-0,35
более прочны и жестки и допускают скорость п2 до
00 м/с.
Конический покрывающий диск (формы в и г) обу-
словливает большую жесткость колеса и допустимость
высоких окружных скоростей! до 80 м/с.
Форма г применяется для колес большой подачи и
находит, в частности, применение для дутьевых венти-
ляторов и дымососов ТЭС.
Открытые одподисковые и бездисковые колеса форм
d и е, применяются в пылевых вентиляторах, служащих
для подачи смесей газов с твердыми частицами, напри-
мер, в системах нылеириготовлсиия ТЭС.
В вентиляторах применяются все три типа лопастей
(см. 3-4 ).
195
В настоящее время существует тенденция применения
главным образом лопаток, загнутых назад. Они обеспе-
чивают по сравнению с лопатками, загнутыми вперед,
более высокий к. п. д. вентилятора, устойчивую работу
его в широком диапазоне расходов и уменьшение шума.
На рис. 5-10 показаны два конструктивных типа ло-
пастей вентиляторов: а и б —• постоянной толщины, изго-
Рис. 5 10. Конструктивные типы рабочих лопаток.
товляемых штампованием из листовой стали, и г — объ-
емного профиля, изготовляемых штампованием п свар-
кой.
19G
Крепление лопастей постоянной толщины к дискам
производится клепкой или сваркой. В первом случае
возможны два варианта:
1) на торцах лопастей фрезеруются шипы в, раскле-
пываемые в отверстиях дисков;
2) лопатки получают отгибы, которыми и приклепы-
ваются к дискам (о).
Рис. 5-11. Спиральный ко-
жух
/ рабочее к*>лссо; 2 — спи-
ралыгьп! кожух; •У - пыхадиое
сечение; I язык.
Для придания объемным лопастям большей прочно-
сти и жесткости внутри профиля монтируют ребра из
полосовой стали. Одна кромка их приваривается непре-
рывным швом к внутренней поверхности лопасти, а вто-
рая — прерывистым швом через отверстия во второй по-
ловине листа, образующего лопасть.
Применение объемных, профилированных лопастей
с рациональной формой сечения привело к повышению
к. и. д. крупных вентиляторов до 90%.
Корпуса вентиляторов выполняются спиральными по-
стоянной ширины и очерчиваются обычно способом
«конструкторского квадрата» (рис. 5-11), где а—
= (0,25-М),3) Qjbca, b — ширина корпуса.
Материалом корпусов является конструкционная ли-
стовая сталь толщиной от 2 до 8 мм. Исключением явля-
ются корпуса некоторых вентиляторов высокого давле-
ния, изготовляемые литьем из чугуна.
Горновые поверхности вентиляторов являются свое-
образными мембранами, колеблющимися под влиянием
пульсаций давления в воздушном потоке в корпусе вен-
тилятора. Это вызывает интенсивный шум. Для умень-
шения шума наружные поверхности корпусов крупных
вентиляторов укрепляются приваркой уголков жесткости.
197
3
Рис. 5-12. Стандартные положения корпусов вентиляторов общепромышленного назначения.
При компоновке вентилятора в системе воздухопро-
водов большое значение имеют направление вращения
вала и расположение выходного отверстия вентилятора.
Вентиляторы правого вращения имеют направление
вращения по часовой стрелке при наблюдении со сторо-
ны всасывания, левою вращения- -наоборот.
Вентиляторы общепромышленного назначения изго-
товляют обоих направлений вращения с положениями
корпуса, указанными на рис. 5-12, где приняты следую-
JV5/7
Рис. 5-13. Стандартные положения корпусов дымососов и вентиля-
торов двустороннего всасывания.
И с влитие 3
схемы вентиляторных установок.
•? —подшипник; 4 — муфта; 5—шкив.
Рис. 5-14. Конструктивные
— вентилятор; 2 — двигатель.
199
щие обозначения: В — вверх, Н — вниз, Л- влево, П —
вправо.
Для мельничных вентиляторов систем пылеприготов-
ления ТЭС приняты 24 стандартных расположения кор-
пусов [Л. 10].
Корпуса вентиляторов и дымососов двустороннего
всасывания обычно компонуются по схеме рис. 5-13.
Комбинация вентилятора с приводом осуществляется
но схемам рис. 5-14.
На рис. 5-15 представлена конструкция вентилятора
низкого давления.
Аналогично моноблочным насосам рабочее колесо
вентилятора посажено непосредственно на вал двига-
теля, расположенного па литой чугунной или стальной
сварной тумбе. Конструкция в целом очень компактна.
Рисунок 5-16 дает представление о конструкции вен-
тилятора высокого давления.
Подача этого вентилятора при номинальной частоте
вращения достигает 23 м3/с, и поэтому колесо вентиля-
тора выполнено с двусторонним входом. Привод венти-
лятора непосредственно от электродвигателя через зла-
чно
Рис. 5-16. Вентилятор высокого давления двустороннего всасывания.
стичную муфту. Регулирование подачи осевым направ-
ляющим аппаратом на входе.
Типичным вентилятором высокого давления малой
подачи является вентилятор, разработанный по схеме
проф. Косточкина, широко распространенный в промыш-
ленности (рис. 5-17).
Особенностями этого вентилятора являются: колесо
с малой шириной, развитое в радиальном направлении,
узкий спиральный корпус, отлитый из чугуна, располо-
жение колеса па консоли вала, высокая частота враще-
ния (до 3600 об/мин для вентилятора с 02=400 мм).
Для парогенераторов тепловых электрических станций промыт
ленность СССР выпускает около 50 типоразмеров вентиляторов и
дымососов с производительностями 4,5—900 тыс. м3/ч и напорами
более 1000 мм под. ст.
Вентиляторы ТЭС подразделяются по их назначению на сле-
дующие группы:
I) вентиляторы дутьевые;
2) вентиляторы мельничные;
3) вентиляторы горячего дутья;
4) дымососы основные;
5) дымососы рециркуляционные.
Дутьевые вентиляторы (ВД) работают па холодном воздухе
Г^293 К, подавая его через систему воздухопроводов п воздухо-
подогреватель н топочную камеру. Этот воздух называют- первич-
ным в отличие от вторичного, подаваемого непосредственно с топ
ливом.
Вентиляторы горячего дуг:,я (Г) работают па воздухе, подо-
гретом до 473—673 К.
Мельничные вентиляторы (М) применяются в системах пыле-
приготовления с шаровыми барабанными мельницами и подают
смесь горячего вторичного воздуха с угольной пылью через горелки
в топочную камеру.
Напор, развиваемый дутьевыми и мельничными вентиляторами ,
определяется сопротивлениями воздушного и иылевоздушного трак-
тов и необходимым давлением в топочной камере.
Дымососы (основные) транспортируют дымовые гтзи. по газо-
ходам парогенератора и дымовой трубе и совместно с последней
преодолевают сопротивления этого тракта и системы золоулавлива-
ния (см. § 5-2).
Дымососы рециркуляции применяются для отбора части ды-
мовых газов из газоходов парогенератора и иодачи их в топочную
камеру с целью уменьшения шлакования, регулирования темпера-
туры перегрева пара и повышения общей экономичности агрегата.
Дутьевые вентиляторы, работающие на холодном воздухе, вы-
полняются обычно с объемными профилированными лопастя-иц
отогнутыми назад (Р2л<90°). К. п. д. таких вентиляторов достига-
ет 88%. Представление о их конструкциях дают рис. 5-16 и 5-18.
Условия работы вентиляторов горячего дутья и особенно мель-
ничных вентиляторов и дымососов осложнены влиянием высокой
температуры перемещаемой среды и наличием в ней угольной пыли
или уноса (золы, шлаковых частиц различной крупности).
202
203
Рис. 5"'7. Вентилятор высокого давления системы В. Н. 1чостоцхина.
Высокая юмпература перемещаемого газа вызывает нагрев ра-
бочего колеса и вала машины. Это приводит к перегреву подшип-
ников и уменьшению срока их службы.
Поэтому вентиляторы горячего дутья и дымососы выполняются
с охлаждаемыми подшипниками. Простейший способ охлаждения
подшипников состоит в том, что в масляную ванну корпуса под-
шипника вводится груочатын" змеевик, пропускающий холодную
воду.
Смазочные кольца, свободно висящие на валу, подают охлаж-
денное масло из ванны подшипника в зазор между вкладышем и
шейкой вала. Подогреваемое в подшипниках масло стекает в ванну,
отводя таким образом тепло из подшипника и охлаждая его.
В вентиляторах горячего дутья и дымососах большой мощно-
сти такой способ охлаждения оказывается недостаточным и здесь
применяют выносное охлаждение.
В этом случае смазочное масло сливается непрерывно из кор-
пусов подшипников в бак, служащий для сбора и отстаивания мас-
ла. Из бака масло забирается шестеренными (зубчатыми или дру-
гого типа) насосами и подается через фильтр и трубчатый охла-
дитель иод давлением в подшипники машины.
Основные элементы системы охлаждения насосы, фильтры,
охладители--дублируются с целью полной надежности.
Для уменьшения теплового потока по валу в подшипники в ме-
сте выхода вала из корпуса машины на нем монтируется вспомога-
тельное вентиляторное колесо, просасывающее внешний холодный
воздух через колычевыо щели, окружающие вал .
Таким образом достигается охлаждение вала и понижение
тем пера т у р ы подшипников.
Значительные ценрия злости при эксплуатации дымососов и
мельничных вентиляторов дают твердые, частицы, содержащиеся
в газовом потоке.
В дымососах, подающих газ с содержанием мелких абразивных
частиц золы и шлака, н мельничных вентиляторах , подающих смесь
воздуха с угольной шалью, происходит интенсивный износ внут-
ренних поверхностей корпуса и рабочего коэеса. При этом вслед-
ствие. несимметричности подво'.нч рабочие колеса разбалансировы-ва-
готся и теряют прочность, межремонтные сроки сокращаются, эко-
номичность работы установки натает.
Меры протии абразивного износа предусматриваются в кон-
струкции машины и ее компоновке с газоходами применением смен -
них защитных аистов из твердого металла.
Этими листами бронируются корпуса вентиляторов и газоходы
в тех местах, где поток, меняя направление., дает, wnvienne абра -
зивных частиц п.а поверхность.
Рациональная компоновка проточной полости чашипп > п си -
стемы газоходов, уменьшающая выпадение уноса и угольной
пыли на внутренние поверхности, ограничивающие поток, суще-
ственно снижает величину износа н увеличивает межремонтные,
сроки.
Износ дымососов и мельничных вентиляторов существенно за-
висит от частоты вращения. Для работы при заданных подаче и
напоре желательно применение меньшей частоты вращения. При
этом размеры машины будут увеличены. Работа трения абразивных
частиц распределится на большую поверхность, износ будет менее
интенсивен.
204
a
p HA
ис. 5-18. Дутьевой вентилятор с регуЛиРованием на входе-
При протекании запыленного газа через рабочее колесо поток
измт:няет направление от осевого к радиальному и твердые части-
цы под влиянием центробежных сил выпадают на втулку и основ-
ной диск, постепенно истирая их. При пересечении потоком вра-
щающейся решетки лопастей происходит выпадение абразивных
частиц в искот орых местах лопастей, приводящих их к разруше-
нию
Полное предоггращение. износа деталей рабочего колеса невоз-
можно. Уменьшение износив достигается наплавкой твердых ме-
таллов злектрическим способом (электросварочными аппаратами)
в тех местах, где в данной конструкции проявляется износ. Тол-
щина слоя наплавки составляет от 2 до 4 мм.
Срок службы рабочего колеса при наплавке увеличивается
г: 3—4 раза.
Наплавка твердыми сплавами широко применяется в эксплуа-
тационной враг, гике н экономически вполне оправдывается.
!1я рис. 5-18 изображена конструкция дутьевого вентилятора
одпос:оренпего всасывания.
Рабочее колесо / вентилятора с лопастями переменной шири-
ны, посаженное па котколь вала, располагается в сварном спираль-
ном корпусе 2, крепящемся на фундаменте раздельно от электро-
двигателя 3 и блока подшипников 7. На входной воронке 5, обес-
печивающей постепенное изменение скорости потока при подводе
к рабочему колесу, крепится блок 6' осевого направляющего аппа
рати, регулирующего подачу.
Основные параметры вентиляторов этого типа при диаметрах
рабочего колеса D2=600=2000 мм: <3=4400=200 000 ма/ч; Н=
--1)7 •. б 1.0 мм иод. еч:, V =1 7.jx-5'10 т\1Ат : г] -=07 -~7О°/о , п—7гМ---
1430 об/мин.
И а рис. 5-19 представлена конструкция дымососов двустороннего
всасывания. Рабочее, колесо / посажено на полый вал, опирающийся
па подтип и и к и 2, вынесенные, из газового потока. Подвод дымовых
газов к рабочему колесу через боковые карманы ,3 и входные кониче-
ские воронки 7, и которых располагаются направляющие аппараты 5
осевого типа.
Диаметры рабочих колес дымососов этого типа D$= 1800=
2G00 мм. Основные параметры: <3=240 000=500 000 м3/ч; //=150=
350 мм вод. ст.; V= 120=585 кВт; п=735 об/мин; г)=0,83.
5 6 ВЕНТИЛЯТОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Вентиляторной установкой называют агрегат, состоящий из вен-
тилятора с приводным двигателем и вспомогательным комплектую-
щим оборудованием (шиберами на всасывающем или напорном пат-
рубке, измерительной аппаратурой, пусковыми устройствами двига-
теля и пр.).
Наравне с вентилятором приводной двигатель является основ-
ным оборудованием, определяющим к. п. д. установки.
В установках общепромышленного назначения желательно не -
посредственное соединение валов двигателя и вентилятора при по-
мощи упругой муфты. Применение глухих, жестких муфт не реко-
мендуется вследствие невозможности абсолютно точной центровки
валов и возникающих при этом вибраций агрегата.
207
Ввиду ограниченности ряда частот вращения короткозамкнутых
асинхронных двигателей (730—960—1430--2960 об/мин) в некото-
рых случаях соединяют валы двигателей и вентиляторов клиноре-
менной передачей.
Конструктивное исполнение двигателей (открытые, защищен-
ные, взрывобезопасные) определяется условиями помещении, где
располагаются вентиляторные установки.
Для привода дымососов и вентиляторов применяют и основном
асинхронные односкоростные и двухскоростные двигатели закрыто-
го исполнения с охлаждением обмоток замкнутым объемом воздуха,
циркулирующим через специальную охлаждающую установку (во-
дяной трубчатый теплообменник).
Применение дорогих двухскоростных двигателей для привода
крупных вентиляторов и дымососов, работающих в режимах глубо-
кого регулирования, вполне оправдывается повышением общего
эксплуатационного к. и. д. установки.
Эксплуатационная надежность вентиляторной установки зави-
сит не только от конструкций вентилятора и приводного двигателя,
но в большей степени и от точности и качества их совместного
монтажа.
Установки небольших размеров желательно монтировать на
общей литой или сварной раме, крепящейся к фундаменту: уста-
новки средних и больших размеров —на жестких, армирован-
ных, бетонных фундаментах без рам, вентиляторов и двигатель раз-
дельно.
В таких случаях большое значение имеет правильная, строгая
центровка агрегата. Цель центровки — получить точное совпадение
геометрических осей валов вентилятора и двигателя. Последнее
служит гарантией работы установки без вибрации и с минимальным
шумом. Центровка производится:
1) путем проверки щупом зазора между торцовыми поверхно-
стями половин муфты агрегата; постоянство этого зазора по всей
торцовой поверхности полумуфты указывает на параллельность
геометрических осей валов;
2) путем прикладывания линейки к образующим цилиндриче-
ской поверхности полумуфт. Отсутствие зазоров между линейкой
и поверхностями полумуфт указывает на совпадение геометрических
осей и правильность монтажа.
Шум, производимый вентиляторной установкой, вызывается
в основном аэродинамическими факторами ,в потоке газа, прохо-
дящего через вентилятор, вибрацией агрегата вследствие плохой
центровки при монтаже и небалансом роторов вентилятора и дви-
гателя.
Шум вентиляторной установки проявляется тем сильнее, чем
больше частота вращения и выше окружные скорости и? концов
рабочих лопастей.
Меры, ведущие к уменьшению шума вентиляторных устано-
вок: рациональная форма проточной полости вентилятора с при-
менением лопастей с малым углом 02л, тщательная балансировка
ротора вентилятора (при значительной ширине колеса — обязатель-
но динамическая), точная центровка при монтаже, применение
звукоизолирующих упругих прокладок (резина, пробка, войлок)
между опорными поверхностями вентилятора и фундаментом, креп-
ление уголками жесткости плоских торцовых поверхностей венти-
лятора, ограничение скорости и2 значением 45—50 м/с.
208
С целью контроля работы вентиляторная установка долЖНа
быть снабжена необходимой измерительной аппаратурой: тягона-
поромерами, дроссельным устройством для изменения подачи,
ваттметрами или счетчиками электроэнергии, указателями темпера-
туры подшипников. В некоторых случаях показания приборов конт-
ролирующих работу вентиляторных установок выносятся на цент-
ральный щит (дымососы и дутьевые вентиляторы).
Порядок пуска и остан она вентиля горных и дымососных уста-
новок регламентируется указаниями эксплуатационных инструкций.
Расход электроэнергии на привод дутьевых и мельничных вен-
тиляторов и дымососов энергетических блоков относится к непро-
изводительным расходам на собственные нужды станции. Эти рас-
ходы должны быть минимальными. Поэтому затраты на рекон-
струкцию, модернизацию и автоматизацию вентиляторных устано-
вок, имеющие целью повышение их к. и. д., обычно экономически
оправдываются.
5-7. ВЛИЯНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИМЕСЕЙ В ГАЗЕ
НА РАБОТУ ВЕНТИЛЯТОРА
Для перемещения смесей газов с мелкими твердыми частица-
ми применяют вентиляторы специальных конструкций, называемые
обычно пылевыми Тлкпе случаи встречаются в системах отсасыва-
ния пыльных газов, в пневмотранспорте, в системах пылеприго-
товлеиия энергетических биокон. В последнем случае вентиляторы
называю г мельничными.
Аэродинамические, схемы пылевых и мельничных вентиляторов
близки к схемам обычных высоконапорных вентиляторов, но в кон-
струкциях их есть особенности.
Пылевые вентиляторы, подающие холодные смеси, имеют ра-
бочие колеса или без покрывающего диска, или совсем бездисковые
(см. рис. 5-11Д и е). В таких конструкциях рабочих колес, умень-
шается или совсем исключается абразивный износ дисков, весьма
значительный в обычных конструкциях.
Рабочие лопатки пылевых вентиляторов должны хорошо сопро-
тивляться истиранию твердыми частицами, содержащимися в газо-
вом потоке. Поэтому рабочие лопдсти и ступицы их изготовляются
из твердых, хорошо сопротивляющихся истиранию металлов или
наплавляются твердыми сплавами. Количество рабочих лопаток
берется малым: 6—8 шт. по соображениям быстроты демонтажа
и ремонта.
Корпуса таких вентиляторов изготовляются из листов увели-
ченной, против обычных конструкций, толщины. В некоторых кон-
струкциях внутренняя поверхность корпуса бронируется съемными
плитами из отбеленного чугуна большой твердости.
Соображения по защите мош личных вентиляторов от абразив-
ного износа и вредных термических влияний изложены § 5-5.
Рассмотрим влияние твердых частиц, содержащихся в газе, на
рабочие параметры вентилятора.
Концентрация твердых частиц в газовом потоке характеризует-
ся коэффициентом р. массовой концентрации: р.=Мт/Л4г, где Л[т —
масса твердых частиц, перемещаемых потоком газа в секунду,
Мг — секундная масса чистого газа в смеси.
14—130 209
Опыты, произведенные на вентиляторах, подающих смеси с ма-
лым р, при мелкой пыли, переносимой потоком во взвешенном со-
стоянии, показывают, что давление н подача вентилятора такие
же, как при работе его на чистом газе.
Плотность смеси рСм= (Л4,•-}-Mr)/Qcu- Плотность чистого газа
pr=M,./Qr. Отношение плотностей рем/рг=(-Л4т4 Мг)Мг. Следова-
тельно, рем ,/(>г= 1-1 ц и
рсм=рг(1 | и)
О тношение мощностей вен гнляпфоп, работающих па смеси и
чистом i азе,
\Уе.м ___Рем
?/<?гй^г Рг
Поэтому Л/см = (1 -| p).'Vr- Если вентилятор перемещает смесь
с твердыми частицами значительных размеров, то поперечные от-
ставляющие скорости в турбулентном горизонтальном потоке ока-
зываются недостаточными для поддержания твердых частиц во
взвешенном состоянии. Происходит выпадение твердых частиц на
поверхность, ограничивающую поток, возникает дополнительная
затрата энергии на преодоление сил трения твердых частиц о по-
верхность.
Вследствие значительной инерционности крупных частиц они не
могут следовать за пульсациями в турбулентном потоке и частота
их соударений возрастает, увеличивая внутренние потери энергии
в потоке. При этом уменьшается напор Ясы вентилятора, надает
его к. п. д. и возрастает мощность.
Подробные исследования, проведенные М. П. Калинушкиным,
привели к следующим полуэмпирическим зависимостям-.
Рем = Рг (। ;
A/CM1= Л'г (1,-|- Ад,р.).
Коэффициенты коррекции 1г{, и N определяются по опытным
данным и при размерах твердых частиц органического происхож-
дения (торф, опилки) 0,5—3 мм составляют kp=0,1 =0,45, /гк =
= 1,5= 1,7.
Коэффициент полезного действия вентилятора, подающего смесь
в этом случае,
QcmPcm <Wr(l—М 1 - А.-,.
VCM " V (1 = A-Vro) ~ ’ I
ЧЛСТЬ III
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ
/.7.1Я.1 Ц'НСТЛЯ
ОСНОВЫ ТЕОРИИ
6-1. РЕШЕТКА ПРОФИЛЕН
В осевой машине (вентиляторе, компрессоре, насосе)
передача энергии с нала потоку происходит при помощи
рабочего колеса, состоящего из консольных лопастей,
закрепленных на втулке (рис. 6-1). Так как колесо ма-
шины, вращаясь, удерживается в осевом направлении,
а лопасти его закреплены под углом к плоскости враще-
ния, то колесо тянет па себя жидкость (газ), несколько
окручивая ее и перемещая вдоль оси.
Рже. 6-;. Сдема четыредлоластной осевой машины.
14*
211
Для рассмотрения работы осевых машин пользуются
теорией решетки профилей.
Рассекая колесо цилиндрической поверхностью ра-
диусом г (рис. 6-1) и развертывая эту поверхность с се-
чениями лопастей, получаем плоскую решетку профилен
осевой машины (рис. 6-2).
Основные величины, характеризующие геометрию ре-
шетки, следующие:
/ шаг лопастей, равный расстоянию ме.жду
сходственными точками течений лопасти, на-
меренному в направлении движения ре-
шетки;
h длина хорды сечения лопасти;
/1 ширина репы тки - размер, параллельный
оси вращения;
и [>?.л — лопастные углы па входе и выходе;
ру-—угол установки лопасти - угол между хор-
дой лопасти и осью решетки.
Рис. 6-2. Решетка лопастей осевой машины, развернутая на
плоскость.
I устотой решетки о называют отношение хорты
к шагу:
(6 1)
Величину, обратную густоте, и;1, шш.-.пот относитель-
ным шагом т.
(6-2)
Построив планы скоростей па входе и выходе, вве-
дем основные кинематические параметры потока, прохо-
дящего через решетке (рис. 6-3):
212
tii, W|, C\ и «2, ®2. - соответственно переносная, от-
носительная и абсолютная ско-
рости на входе и выходе:
Pi и р2-- углы входа к выхода — углы
между осью решетки и относи-
тельными скоростями на входе
и выходе;
i— угол атаки (между касательной
к средней линии лопасти и
относительной скоростью ici
входе);
а — угол отставания (между каса-
тельной к средней линии лопа-
сти и относительной скоростью
на выходе).
Рис. 6-3. Параллелограм-
мы скоростей решетки
.iiniacTcii осевой машины.
Из планов скоростей (рис. 6-3) следует, что решетка
профилей изменяет величины и направления относитель-
ной и абсолютной скоростей.
Характерными особенностями являются закручива-
ние потока решеткой (сги.>с,и) и наличие отставания
потока на выходе (пд^О).
6 >. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ТЕОРИИ
а) Уравнение н ер азр ы в н о с т и
рД-л' 'рЯа- (6-3)
Применим это уравнение к осевой машине, рассма-
тривая лопасть длиной Аг (см. рис. 6-1). В пределах ма-
лой длины Аг можно полагать скорости не изменяющи-
мися.
213
Площади входного и выходного сечений обычно оди-
наковы, т. е. обычно
= Й2.
В уравнении (6-3) векторы щ и с2 соответственно
нормальны к плоскостям сечений !,?•, и . Поэтому, по-
лагая (_>| и По нормальными к ос.и машины, следует счи-
тать сд и ег осевыми составляющими абсолютной ско-
рости.
Из рис. 6-3 следует:
С1 о.-0) [ ц, Ж(,_—ХЛ|б1.
Следовательно, уравнение неразрывности может быт .
записано после сокращения Qi и Qo так:
Pi6ia - -РАгЗ I .g-4)
Р.Я',и = I
Для несжимаемой жидкости pj = ро п поэтому
° 1 а С‘л >
w, а ау2а wa.
б) Уравнение энергии. В относительном дви-
жении через рабочее колесо осевой машины энергия по-
току не сообщается; здесь происходит лишь преобразо-
вание кинетической энергии в потенциальную. Этот про-
цесс сопровождается переходом части энергии потока
в тепло.
При постоянном изменении удельной кинетической
энергии относительного движения от гс'3/2 до ;с29/2 про-
исходит непрерывное изменение давления и плотности
и уравнение энергии можно записать такс
о
Дд_____±л_=,,. ( П*£_..|_д/
2 2 J р ГШ'’
I
где \L - энергия, переходящая в гетто .
Изменение потенциальной энергии, выражаемое, ин-
тегралом в правой части равенства (б-(Э, может быть
вычислено в случаях, когда известна, 'залшглм.л'гть .между
р и р, т. е. когда известен термодипамI'.vecKiiii процесс
в межлоцаточиом канале машины. В мжинпж.-. низкого
давления (вентиляторы) -- это пзотермный , а в осевых
компрессорах - политропный процесс.
Энергия, сообщаемая потоку рабочей лопастной ре-
шеткой, может быть рассчитана по основному уравнению
214
центробежной машины, в котором следует полагать и2
~U\ = W.
lb планов скоростей (рис. 6-3) следует:
C2U'L uj. — С4п С1И|Д’ С,Ц7 W1 С|аС|йТг
Подставив значения с2п и Сн> 15 выражение для LT и
учтя выражение (6-5), получим:
Z.T.-_. иса (ctg 4 c:g,;2i. (6-7)
Рис. 6-4. Применение теоремы импульсов к
определению сил, действующих на лопасть.
Уравнение энергии абсолютного движения через ра-
бочую лопастную решетку осевой машины можно запи-
сать аналогично уравнению (3-16):
“ca (ctg Р, - ctg р2) = ср (/’, - 7’,) 4- 4- q. (6-8)
в) Уравнения количества д в и ж е н и я. Урав-
нения количества движения служат для расчета сил вза-
имодействия между потоком и лопастями осевой ма-
шины.
Пусть лопасть длиной Дг действует на поток с силой
Р (см. рис. 6 ! и 6-4). Проекции этой силы: Ра— на ось
машины и Ри — на ось решетки.
Рассмотрим поток при относительном движении с ши-
риной, равной шагу решетки.
215
Через сечение 1-1 проходит в секунду масса Ar/aiupi,
обладающая в направлении осн машины количеством
движения Ar/wiapiwia- Аналогично для сечения 2-2
Artw2ap2w2a.
Если /7 и р2 давления в сечениях 1-1 и 2-2 потока,
то обусловливаемые ими силы будут Artp{ и Artp2.
Импульс внешних сил, действующих на поток в на-
правлении начальной скорости, равен изменению коли-
чества движения потока, поэтому
(Р„ Д-Artpt — Artpj 1с =--- - (Artp,w2aa - Artp,w2,a).
Знак минус в правой части равенства указывает на
то, что изменение количества движения рассматривае-
мого объема жидкости вызывает силу, действующую на
лопасть в направлении, обратном Ра-
Следовательно,
= Art (рг - р,) -1- Art (p,w2ia-- pXJ- (6-9)
Для несжимаемой жидкости pi=p2 и по уравнению
(8-5) wla=W2a, поэтому
Pa—Art(p2—pi). (6-10)
Решетка профилей, перемещающая несжимаемую
жидкость, не изменяет осевой скорости потока; осевая
сила, приложенная к потоку, расходуется на повышение
давления.
Применим уравнение количества движения для опре-
деления тангенциальной составляющей Ри. Для этого за-
пишем уравнение количества движения в проекции на
ось решетки.
Количество движения в сечениях 1-1 и 2-2
Artwiap,ww и Artwiapawaa.
Уравнение количества движения
ри 1с =- - - Artwiaptwiu).
Отсюда следует:
= Art (p,tt>ulwia — ?2wiaw2u).
Используя равенство (6-4), получаем:
P^Artp^lw^-wJ. (6-11)
Результирующая получается геометрическим сложе-
нием СИЛ Ра И Ри.
216
г) Уравие и. и е ц и р к у л я ц и и. Общее выражение
для циркуляции
Г ф С COS a. (Is
S
легко применяется к профилю решетки. Рассматривая
контур 1-1-2-2-1 (рис. 6-4), представляем циркуляцию
как сумму следующих интегралов:
1 2 2 J
г Г о»,„л 4" [ w^s ~~ j J w ds-
i i 2 2
Ввиду того что линии 1-2 и 2-1 геометрически одина-
ковы и скорости в соответственных точках их равны,
второй и четвертый интегралы сокращаются.
Следовательно,
Г = [ (ау,„ - dt.
Поскольку иод обычно подразумевают сред-
ние по шагу величины,
Г=(кУ|и--11У2„)С (6-12)
д) Теорема Н. Е. Жуковского. Подъемная
сила изолированной лопасти с /=1, движущейся в не-
ограниченном пространстве, определяется известной тео-
ремой Н. Е. Жуковского
Py—pwY, (6-13)
где w—относительная скорость набегающего потока;
Г — циркуляция по контуру, охватывающему лопасть.
Изолированная лопасть не изменяет параметров по-
тока: относительная скорость перед лопастью и за нею
одинакова. Решетка лопастей, как это видно на рис. 6-3,
изменяет величину и направление относительной' скоро-
сти (iW|=^w2). В этом заключается существенное разли-
чие в действии изолированной лопасти и решетки лопа-
стей на поток.
Выведем теорему Н. Е. Жуковского для решетки ло-
пастей, предполагая жидкость идеальной, несжимае-
мой.
Если длина лопасти равна единице, то по уравне-
ниям (6-11) п (6-12) при у,о ==р получим:
217
По уравнению сохранения энергии, записанному для
идеальной несжимаемой жидкости, для сечений 1-1 и 2-2
(рис. 6-4) имеем:
После преобразования получим:
Л
Из последнего уравнения и выражения (6-10) получа-
ем:
Рис. 6-5. Силы, действую-
щие со стороны лопасти на
поток.
Подъемная сила лопасти решетки (рис. 6-5)
Ру' \ Р^ Р- : рГ | / ( !Щ^'У+ю'а
Принято обозначать:
Следовательно,
((ill)
Формула (6-14) выражает теорему Н. Е. Жуковского
для лопает?! решетки.
Из рис. 6-3 ясно, что ы'оо представляет собой среднюю
векторную скорость
®oo = -r(“,. + ®T
218
В случае обтекания решетки газом плотность р
в уравнении (6-14) можно полагать средней арифмети-
1 еской плотностей входа и выхода.
Нетрудно убедиться, что направление силы Ру нор-
мально к вектору а1».
е) Аэродинамические коэффициенты.
Распространяя известный в аэромеханике способ расче-
та сил, действующих па изо-
лированную лопасть, па ре-
шетку профилей, можно за-
писать:
(6-15)
Pt = cjb~-,
где Су и сх — коэффициенты
подьемной силы и лобового
сопротивления; Pv и Рх—
подъемная и лобовая силы
взаимодействия потока и
профиля решетки.
Коэффициент сх может
быть определен только опыт-
ным путем; приближенное
значение су можно найти из
теоретических соображе
пий, а точное — из опыта.
2<7 Ж Ж Д 0 5 10
Рис. С. 6 Результаты испыта-
ния pcim'iiTi при м,члы\ С1й>|,1>-
стях.
Сопоставив уравнения (6-14) и ш >ое из уравнений
(6-15), получим:
P®J’
Следовательно,
оо
Г
Последнее уравнение совместно с урагпешпм (6-12)
позволяет определиiь су.
с - '1
Но тригонометрическим соображениям (см. рис. 6-3)
-- clp р. sin Й и — clgВ,sin8 .
?.'! «н I I Otj ЬГ1 ГQO
^00 00
219
Поэтому
Су- 2 -'/Г (с!цф - Cfg'p,) sinp^. (6-16)
Это равенство дает возможность расчета коэффициен-
та Су по известным параметрам решетки профилей.
Опытные значения сх и с,, получаются путем продув-
ки решеток лопастей различных форм при разных углах
атаки; производя измерения скорости, плотности и сил
Ру и Рх, производят расчет су и сх по уравнениям (6-15).
Результаты продувок изображают графически, как это
показано, например, па рис. 6-6.
Подобрав при проектировании диаграмму для решет-
ки данного геометрического типа и задавая угол атаки,
находят ио диаграмме значения су и сх и ио формулам
(6-15) вычисляют Ри и Рх.
0-3. НАПОР, ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ, К. П. Д.
Теоретический напор, создаваемый рабочим колесом
осевой машины, может быть вычислен по уравнению
Эйлера, в котором следует полагать н>=и^=и. При этом
условии получаем уравнение (6-7). Введем в это урав-
нение коэффициент расхода д:
Ф—(6-17)
определяющий объемный расход, приходящийся на еди-
ницу площади поперечного сечения решетки лопастей.
Тогда получим:
Ят = у c«(cigp, -cigft) = -y?(cigp, - ctg8,). (6-18)
Теоретическое давление, создаваемое колесом,
/V P^/7T---pu,?(ctgfi1 — ctgpj. (6-19)
Потери энергии в осевых машинах обусловливаются
трением и вихреобразованием в проточных полостях, пе-
ретеканием части потока через зазоры, механическим
трением в подшипниках и сальниках, а также трением
дисков о жидкость (газ).
220
'Эффективность решеток осевых машин для несжи-
маемой жидкости может оцениваться посредством
к. п. д. решетки
____________________р Р
р д-Мр рт '
(6-20)
где р и рт - действительное и теоретическое повышения
давления в решетке; Др — потери давления в решетке.
Если решетка повышает давление с pi до р% то
Для несжимаемой жидкости по уравнению (6-6)
+ (6-22)
Из планов скоростей входа и выхода следует:
Р —Ч----------2 Р (®1« - “’»«) Wa Ct£ Роо>
где роо — угол между вектором и осью решетки.
Используя выражение (6-22), получаем:
/4~ А + 7 ‘-'Д.Д;
Но уравнению (6-10) для решетки с Дг~ 1
р^ 'i~
Следовательно,
^-=4;4ct^oo=7CT7' (6'23)
В соответствии с рис. 6-7
Ро = Ри cos — Рх sin рот; Ра == Рх cos -f-Ри sin . (6-24)
Подставив значения Рп и Ри в выражение (6-23),
после преобразований получим:
где р—обратное качество профиля.
Для лопастей осевых машин р.—0,02-:-0,04. При р =
—0,03 и ру=25-:-45” к. и. д. решетки т)р==0,9 ;-0,94.
221
Для повышения к. и. д. осевой машины следует при-
менять профили с возможно меньшими значениями р.
От теоретического давления, определяемого равенст-
вом (6-19), можно перейти к действительному давлению
/- /А- - - •?«’?(Ctgfp, - Ctgр2) Г/р.
Дель-'..к ; сшш(>- давление, создаваемое ступенью осе-
вой машины, есть результат совместного действия под-
вода, решетки рабочих лопастей и отвода (диффузора).
В отвозе проявляется диффузорный эффект, повы-
шающий давление:
Д/ДИф' Р ' ,627.
где с3 и Ci, — абсолютные скорости на входе и выходе
отвода (диффузора).
Если SAp— потерн давления в ш.'воде и отводе, то
давление, создаваемое ступенью:
/?ст - pw’<p (ctgр, - ctg8,) Tip4- Д/?АШф - i - < (6-2с)
Потери SAp рассчитываются как местные потери по
формулам гидравлики. Коэффициенты местных потерь
зависят от конструктивных
форм подвода и отвода.
Гидравлический к. п. д. ступени
Рис. G-7. Составляющие силы,
действующей на лопасть осе-
вой машины.
(6-29)
Для осевых насосов и вентиляторов
Пг==0,75^-0,92.
222
Механический к. п. д. учитывает потери энергии от
трения в уплотнениях, подшипниках и дискового тре-
ния
^=0,94- 0.98.
Объемные потери вследствие пезнлчнтелт.ностп их ио
учитываются, и полный к п. д. стуиеин составляет:
11^р,,1|м=-.0,70 :-0,90.
Мощность на валу
',J
6-4. МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ
Анализируя формулу (6-19), можно видеть, что вели-
чина давления, создаваемого одним колесом осевой ма-
шины, ограничена скоростными и геометрическими фак-
торами. В современных осевых машинах транспортных
установок применяют очень высокие числа оборотов,
дающие окружные скорости на концах лопастей до
400 м/с. Но даже это во многих случаях не обеспечивает
получения требующего давления. Тогда применяют мно-
гоступенчатые машины.
Рис. 6-8. Схема осевой машины с тремя сту-
пенями.
Осевая многоступенчатая машина имеет несколько
осевых колес, насаженных па общин вал (рис. 6-8). При
этом между каждыми двумя рабочими колесами ставит-
ся направляющий аппарат. Его назначение — раскручи-
вать поток, выходящий из рабочего колеса, и придавать
ему направленно, необходимое для эффектигшой переда -
in энергии в следующей ступени.
223
В направляющем аппарате, кроме того, происходит
преобразование части скоростного напора в потенциаль-
ную энергию.
Направляющий аппарат обычно выполняется из кри-
волинейных профилей переменной толщины, обладаю-
щих малым лобовым сопротивлением. Количество ступе-
ней давления в осевых машинах достигает 20.
6-5. ОСОБЕННОСТИ УСЛОВИЙ РАБОТЫ ДЛИННЫХ ЛОПАТОК
Рис. 6-9. К условию ради-
ального равновесия.
бежпая сила и давления,
Элементы лопатки осевой машины, находящиеся на
различных расстояниях от центра, вращаются с неоди-
наковыми скоростями. Вследствие этого лопатка с по-
стоянной шириной и постоянными углами входа и выхо-
да создает напор, изменяющийся по длине ее. Это при-
водит к радиальным перемещениям частиц жидкости
в проточной полости рабочих
колес и отводов и понижению
к. и. д. машины. Явление ра-
диального перемещения осо-
бенно сильно сказывается в
ступенях машины с относи-
тельпо большой длиной лопа-
сти. Поэтому ступени осевых
машин с большой длиной ло-
паток обычно проектируют, ис-
ходя из условия отсутствия
радиальных перетеканий жид-
кости.
Установим условие ради-
ального равновесия, пренебре-
гая силами вязкости потока.
На элемент объема потока
(рис. 6-9) действуют центро-
распределенные равномерно по
цилиндрическим поверхностям, ограничивающим этот
объем.
При радиальном равновесии элемента центробежные
силы уравновешиваются силами давлений, т. е.
с*
рг dr dl —г с/<р dl d р.
где dl — осевая длина элемента.
224
Следовательно, при отсутствии радиальных перете-
каний
(6-31)
iir ‘ г
Из уравнения (3-12) следует:
рп2с2„ Р, ~ А -Г 4"(с\ ~ с2.)-
Используя геометрические свойства параллелограм-
мов скоростей на входе и выходе, получаем:
рГо>С2ц рг Р, —I — (С ги С 1М).
Продифференцируем последнее по г
пт (Г _1_г ^С^а\- d'r' J а (С Ut ________ С С^С'" 'l
+ ---зг —d— + Р^2« ь_. си, dr )
Полагаем, что
^ = 0; С,„ = 0,
поэтому
f I de,,, \ di> , de2„
Р“’ (с,и4-Г=—у—- -гр^„-чг
Сопоставив последнее уравнение с уравнением (6-31)
и преобразовав алгебраически, получим:
<=„-«>4+4)=о.
Отсюда следуют два условия радиального равновесия
с2„ — и = 0;
С;» I dr,,, __ q
г ' dr
Первое из них дает с2и--и, т. е. предполагает закру-
чивание потока по закону твердого тела. В газовых и
жидких потоках это не имеет места.
Во втором условии переменные легко разделяются и
интегрирование дает In (rc2u) =const и, следовательно,
/c,(=zconst. (6-32)
Это соотношение имеет большое практическое значе-
ние, показывая, что отсутствие радиальных перетеканий
15—130 32.5
возможно лишь при постоянстве циркуляции по длине
лопатки. В этом случае каждая частица потока дви-
жется по цилиндрической поверхности соответствующего
радиуса.
Уравнение (6-32) является важнейшим положением
вихревой теории воздушных винтов Н. Е. Жуковского.
Выполнение его для осевых машин дает существенное
повышение их к. п. д.
Влияние условия (6-32) на конструктивную форму
лопатки проявляется в том, что она получается закру-
ченной (винтовой) с переменными углами |31Л и 02л по
длине. Такие лопатки имеют широкое применение, в осо-
бенности в машинах с малым относительным диаметром
втулки.
В машинах с большим относительным диаметром
втулки лопасти выполняются незакрученными, но с хор-
дой, уменьшающейся к периферии.
6-6. РАСЧЕТ ОСЕВЫХ НАСОСОВ И ВЕНТИЛЯТОРОВ
Определение основных размеров осевых насосов и
вентиляторов производится на основе уравнений Эйлера
и неразрывности потока. При этом учитываются особен-
ности работы ступеней и конструктивные соотношения,
принятые в практике.
Для расчета должны быть заданы: Н — напор, вы-
раженный в метрах столба среды, перемещаемой маши-
ной; Q — подача (м3/с) и физические константы среды.
Осевые машины часто соединяются с двигателем
непосредственно; в таких случаях число оборотов ма-
шины принимают равным рабочему числу оборотов
эл о ктродв и га тс-л я.
Частоты вращения осевых машин обычно заметно
больше (в 1,5—2 раза), чем центробежных машин при
тех же параметрах работы. В связи с этим принято го-
ворить, что осевые машины более быстроходны, чем
центробежные.
Соответственно окружные скорости также оказы-
ваются значительными. Так, например, в случае насо-
сов допускают окружные скорости до 60 м/с; большие
значения обычно не принимают из условий отсутствия
кавитации. В осевых вентиляторах обычно ограничи-
ваются скоростями до 100 м/с во избежание появления
сильного шума. В осевых компрессорах приходится
226
г целью уменьшения числа ступеней принимать скорости
от 200—300 до 400 м/с. Большие значения ограничи-
ваются как требованиями прочности, так и аэродина-
мическими соображениями. Обычно числа M — cfa у вер-
шин рабочих лопастей стремятся иметь не более 0,8—0,9
(исключая сверхзвуковые компрессоры, которые в на-
стоящей книге не рассматриваются).
Относительный диаметр втулки принимают равным
v = Опт = 0,4--0,8,
Ml
причем большие значения выбираются для высоконапор-
ных машин.
Коэффициент расхода <р принимают в пределах
0,4—0,8.
Диаметр рабочего колеса машины может быть опре-
делен из уравнения неразрывности
С° ~ Ь,785О2„(1 — va) —
где
k =
* “пт
Очевидно,
- 2,9 У—J— УД-. (6-33)
н Т v(l — V-) Г kjl 4 '
При выбранных v и /ги последнее равенство однознач-
но определяет диаметр колеса осевой машины. Обычно
k = 0,6—- 1.
ф
Далее определяется диаметр втулки DBT = vOH и на-
ходится длина лопасти
1 __ Д: Ц1Т
л — 2
Целесообразность применения высоких частот вра-
щения непосредственно ясна из выражения (6-33), по-
казывающего уменьшение Лн при повышении п.
Как было указано выше, элементы лопасти,
находящиеся на разных расстояниях от центра колеса,
работают с различной эффективностью. Поэтому
15* 227
допускается расчет лопастей по среднему диаметру
1 Г D2 -4- D2
Dqp— у —Чг—— и применение цилиндрических
лопастей только при 0,7.
При v<0,7 разбивают лопасть по длине на 7—
10 участков и ведут расчет каждого из них отдельно по
среднему диаметру его, получая различные значения
лопастных углов на входе и выходе; лопасть получается
закрученной (винтовой).
Так как осевая составляющая са скорости для при-
нятого значения ср известна (са=<рии), то при отсутствии
закрутки на входе
ф = arctg —
иср
Угол выхода потока из межлопаточных каналов
Величина с2„ определяется из основного уравнения ма-
шины:
с
Ш Дг«ср
где Н — напор одной ступени машины; гц— гидравличе-
ский к.п.д., лежащий в пределах 0,75—0,92.
Лопастные углы на входе и выходе:
₽,„ = + i; i = 2-b7°;
— 71 л + А?.,-
i принимается по результатам экспериментальных про-
дувок решеток лопастей.
Количество рабочих лопастей осевых насосов вы-
бирают от 3 до 6, а осевых вентиляторов — до 40.
В многоступенчатых осевых машинах между венца-
ми рабочих лопастей двух соседних ступеней помещают-
ся венцы неподвижных лопастей, направляющих поток,
проходящий из одного рабочего колеса в другое (см.
рис. 6-8).
Угол входа направляющих лопастей а2 = arcig—
а угол выхода а3 = 90э.
При известном значении относительного шага про-
филя т=0,5-=-1,5 определяется хорда профиля b = tfx
228
(где t вычисляется по диаметру колеса и принятому
количеству лопастей).
Построив среднюю линию профиля по углам 01л, ₽2л
и Ь, пользуясь относительными координатами профилей,
можно построить профили лопастей.
При длинных лопатках (v<0,7) хорду профиля из-
меняют по длине так, чтобы ЬВт= (1-И,5) 6Н, где Ьн —
хорда профиля на окружности наружного диаметра ко-
леса.
6-7. ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
Аналогично центробежным машинам характеристики
осевых машин дают зависимость напора (давления),
мощности на валу и к. п. д. от подачи. Характеристики
получают обычно путем испытания при постоянной час-
тота/ вращения и пересчитывают на различные частоты
вращения по формулам пропорциональности.
Форма характеристик определяется конструкцией и
аэродинамическими свойствами машины.
Рис. 6-10. Характеристи-
ки осевых вен-
тиляторов.
/ — вентилятор серии У-12
№ !6; 2 — вентилятор серии
ВС.
В отличие 01 центробежных машин характеристика
напора (давления) осевой машины часто имеет седло-
образную форму (рис. 6-10), однако у низконапорных
машин встречается падающая форма этой характери-
стики.
Седловина на характеристике объясняется сниже-
нием подъемной силы лопастей при малых подачах и
повышенных углах атаки.
Характеристики мощности осевых машин показывают
уменьшение мощности при увеличении Q или близки
к горизонтальной липин (рис. 6-11). Поэтому пуск осе-
229
вых машин нужно осуществлять при открытой задвиж-
ке на напорной трубе, т. е. под нагрузкой.
Характеристики к. п.д. осевых машин с рабочими
лопатками, жестко закрепленными на втулке, имеют
резко выраженный максимум; при отклонении режима
машины от оптимального к. п. д. здесь резко изменяется.
В некоторых случаях осевые насосы выполняют с по-
воротными (на ходу) рабочими лопастями. В этих слу-
чаях возможно значительное изменение расхода без
существенного снижения к. п.д.
Рис. 6-11. Характеристика осе-
вого вентилятора при п = const.
Рис. 6-12. Рабочая область харак-
теристики.
Рабочий участок характеристики устанавливается
в стабильной части ее правее горба Б (рис. 6-11). Мак-
симально допустимое давление составляет 0,9 давления
в точке Б характеристики. Допускаемое пониженное
значение к. п.д. составляет до 0,9 т)Макс- Указанные
соображения позволяют определить рабочее поле ха-
рактеристик осевой машины при различных углах рабо-
чих лопастей (рис. 6-12).
Характеристики осевых машин аналогично центро-
бежным могут быть даны в безразмерных координатах.
Регулирование подачи осевых машин может произ-
водиться изменением частоты вращения, поворотом ра-
бочих лопаток и направляющим аппаратом на входе.
230
Первый способ наиболее эффективен. Дроссельное
регулирование особенно неэкономично, потому что при
понижении подачи этим путем мощность остается по-
стоянной или возрастает (рис. 6-11). Поэтому расход
энергии на единицу объема перемещаемой среды при
регулировании этим способом увеличивается.
При регулировании осевых машин поворотом лопа-
ток рабочего колеса или направляющим аппаратом
удобно пользоваться типовыми регулировочными харак-
теристиками. Рабочая область характеристик, ограничи-
ваемая значениями допустимых к. п.д., выделяется на
характеристике (заштрихованная площадка на
рис. 6-12).
ГЛАВА СЕДЬМАЯ
КОНСТРУКЦИИ ОСЕВЫХ НАСОСОВ
И ВЕНТИЛЯТОРОВ
7-1. ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Осевые насосы обычно выполняются с вертикальным
расположением вала.
Рассмотрим конструкцию насоса, представленного на
рис. 7-1. К станине 2, опирающейся на раму из швелле-
ров 9, крепится корпус 1 с направляющим аппаратом 4.
На коническую заточку нижнего конца вала сажается
ступица 3 рабочего колеса, крепящаяся при помощи
врезной шпонки и гайки.
Лобовая часть ступицы обработана в виде тела с ма-
лым сопротивлением при обтекании.
Лопасти направляющего аппарата 4 поддерживают
своими внутренними концами криволинейную втулку 10
(задний обтекатель), на внутреннем фланце которой
крепится нижний подшипник 8.
Ротор насоса, состоящий из вала с облицовкой 5, ра-
бочего колеса, соединительной муфты и упорного коль-
ца, подвешен на упорном подшипнике, помещенном
в корпусе 7. Таким образом, вся осевая нагрузка пере-
дается на станину насоса. В корпусе 7 расположен
также и верхний подшипник. В тумбе 6 смонтирован
сальник.
231
Смазка верхних подшипников производится густой
консистентной мазью при помощи пресс-масленок. Ниж-
ний подшипник имеет водяную смазку.
В большинстве случаев все детали насоса, кроме
вала п крепежных частей (колец, втулок, болтов, гаек),
выполняются из чугунного литья.
В насосах значительной подачи рабочее колесо вы-
!
I 7
Рис. 7-1. Вертикальный односту-
пенчатый осевой насос.
полняется из стального
литья. Лопасти могут
изготовляться отдельно
от втулки и крепиться
к ней одним или не-
сколькими болтами.
Применяются и кон-
струкции осевых насо-
сов, выполненные в ос-
новном из листовой и
фасонной стали свар-
ным способом.
Насос приводится в
движение вертикаль-
ным электродвигате-
лем.
Конструкции осе-
вых двух ступенчатых
насосов значительно
сложнее и выполняют-
ся с корпусом, имею-
щим разъем в мери-
диональной плоскости.
Промышле н н о с т ь
Советского Союза вы-
пускает осевые насосы
типов О и ОП. Насосы
типа О имеют жесткое
крепление лопастей ко
втулке, типа ОП — поворотное крепление (поворот —
перестановка лопастей — производится при остановлен-
ном насосе).
Имеются конструкции крупных осевых насосов с ло-
пастями, поворачиваемыми на ходу насоса через полый
вал аналогично поворотно-лопастным гидротурбинам.
Это дает большие удобства при регулировании подачи
при сохранении высокого к.п.д. Однако этот способ
232
усложняет и удорожает конструкцию и оправдан только
для крупных машин.
Па рие. 7-2 поката но рабочее колесо насоса типа ОП.
Рпе. , -2. .Лопастное колесо насоса ОПЗ-110.
При диаметрах рабочего колеса от 295 до 1850 мм
насосы типов О и ОП имеют рабочие параметры в сле-
дующих диапазонах:
Частота вращения, об мен............... ОНИ—210 :й
Подача, м3,ч ..........................4150—54 700
Па пор, м..............................1,9—20,9
Мощность, нВт.......................... 44—3000
Коэффициент полезного дейстагя, «4 . . . 31—36
7-2 ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
Схема конструкции одноступенчатого осевого венти-
лятора дана на рис. (М.
Основные размеры осевых вентиляторов различных
типов даются в зависимости от диаметра рабочего ко-
леса. па аэродинамических схемах. На рис. 7-3 дана
аэродинамическая схема осевого вентилятора серии В
(в ысо кона норн ы ii).
Осевые вентиляторы общего назначения изготовляют-
ся в соответствии с ГОСТ 1 1442-65 для санитарно-тех-
нических п производственных целей.
Аналогично центробежным вентиляторам номер осе-
вого вентилятора — диаметр окружности, на которой
лежат наружные концы рабочих лопастей (диаметр ра-
бочего колеса), выраженный в дециметрах.
233
Заводы выпускают осевые вентиляторы с диаметра-
ми рабочих колес от 300 до 2000 мм на подачи до
130 м3/с и давления 30—1000 Па (при р=1,2 кг/м3).
Лопатки рабочих колес могут выполняться поворот-
ными и пеповоротными (жестко закрепленными на
втулке).
0,208Dt
0,208Us
длины
лопасти
Рис. 7-3. Аэродинамическая схема осевого вентилятора серии В.
/ — коллектор; 2 —кок; 3 — рабочее колесо; СА — спрямляющий аппарат.
Основные размеры осевых вентиляторов общего на-
значения по указанному ГОСТ: Овт = (0,3 4-0,55)0; диа-
метр входного конуса £>к=1,20; длина входного кону-
са Zi; = 0,2 D.
Углы установки лопастей— 15—30°.
В конструкциях осевых вентиляторов с одним и не-
сколькими рабочими колесами применяются устройства,
улучшающие аэродинамику потока и повышающие к. п. д.
вентиляторов: коки, обтекатели, направляющие и спрям-
ляющие аппараты.
На рис. 7-4 показаны лопасти и планы скоростей
двухступенчатого осевого вентилятора. Рассмотрим на-
значение отдельных элементов конструкций осевого
вентилятора.
234
Кок К представляет собой тело, штампованное из
тонкого листового металла, закрепляемое неподвижно
перед направляющим аппаратом.
Назначение кока — обеспечить постепенное возрас-
тание скорости потока до величины с0 на входе в на-
правляющий аппарат первой ступени при минимальных
потерях энергии.
Рис. 7-4. Лопасти и параллелограммы скоростей двухступенчатого
осевого вентилятора.
Направляющий аппарат НА состоит из венца непо-
движных лопастей, располагающихся перед входом в ра-
бочее колесо.
Выходные углы лопастей НА могут быть выбраны
так, что с,,, будет отрицательно, т. е. поток на выходе
из НА будет иметь направление, противоположное на-
правлению вращения рабочего колеса. Это приводит
согласно равенству (3-8) к увеличению напора венти-
лятора.
Положение лопастей рабочего колеса определяется
в основном величиной угла схода потока с лопастей НА.
235
л-л
Рис. 7-6. Осевой вентилятор № 4 серии МЦ.
236
Назначение спрямляющего аппарата СА состоит
в безударном принятии потока, сходящего с лопастей
рабочего колеса, и придании потоку осевого направле-
ния. Если последнее не выполнено, то энергия с22, / 2 бу-
дет потеряна. Раскручивание потока, т. е. уменьшение
с2и до нуля, приводит к повышению к. п.д. вентилятора.
Обтекатель О, располагаемый неподвижно за спрямля-
Рис. 7-7. Вентилятор с электродвигателем, выне-
сенным из потока.
ющим аппаратом, уменьшает потери в потоке при по-
степенном уменьшении скорости.
Планы скоростей решетки лопастей на рис. 7-4 дают
представление о кинематической структуре потока в осе-
вом двухступенчатом вентиляторе.
Регулирование подачи осевых вентиляторов может
производиться изменением частоты вращения, направ-
ляющим аппаратом НА на входе, поворотом рабочих
лопастей РЛ и одновременно двумя последними спосо-
бами.
Наиболее часто, в случае привода от электродвига-
теля с постоянной частотой вращения, применяется ре-
гулирование НА на входе.
Некоторые конструкции осевых вентиляторов допу-
скают реверсирование, т. е. при изменении направления
вращения или углов расположения лопастей они изме-
няют направление потока. Лопасти таких вентиляторов
должны выполняться с симметричным сечением.
Характеристики напора осевых вентиляторов имеют
обычно седлообразную форму. Это отчетливо замечает-
ся, например, в безразмерной характеристике вентилято-
ра серии МЦ (рис. 7-5).
237
‘г 00
238
CD
Рис. "-9. Общий вид осевого дымососа п1Па ДО-31 5
Конструкция этого вентилятора дана на рис. 7-6. Ее
основные особенности: винтовая форма лопасти, жесткое
крепление лопастей на втулке, расположение рабочего
колеса непосредственно на валу двигателя.
Расположение электродвигателя в потоке газа в не-
которых случаях (высокая температура, запыленность)
недопустимо, и тогда двигатель выносят из потока
(рис. 7-7).
На рис. 7-8 представлена конструкция вертикального
двухступенчатого осевого вентилятора типа К-06 (с за-
крученными лопастями).
Регулирование подачи этого вентилятора направля-
ющими аппаратами на входе. Вентилятор имеет к. п.д.
до 80% при коэффициенте давления р = 0,2.
В последнее десятилетие появилась тенденция к при-
менению осевых машин в качестве дымососов для круп-
ных блочных ТЭС.
На рис. 7-9 показана установка с осевым двухсту-
пенчатым дымососом марки ДО-31,5.
ЧАСТЬ IV
ОБЪЕМНЫЕ ПОРШНЕВЫЕ
И РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
8-1. ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
Способ действия поршневого насоса объяснен в гл. 1.
Схема насоса с поршнем одностороннего действия и его
теоретическая индикаторная диаграмма даны на рис. 8-1.
При движении поршня вправо полость цилиндра со
стороны клапанной коробки увеличивается и заполняет-
ся жидкостью, поступающей из приемной трубы через
всасывающий клапан /д. При этом давление в клапан-
ной коробке ниже атмосферного, что объясняется гид-
равлическим сопротивлением всасывающего тракта,
расположением поверхности всасываемой жидкости ни-
же оси цилиндра и низким давлением над этой поверх-
ностью.
Изменение давления па протяжении всего хода порш-
ня направо изобразится линией всасывания 4-1.
В точке 1 поршень изменяет направление движения
на обратное и всасывающий клапан автоматически за-
крывается; в клапанной коробке происходит резкое по-
вышение давления до величины давления подачи р2.
Этот процесс изображается вертикальной линией 1-2.
В момент, когда давление повышается до р2, разность
давлений под клапаном и над ним преодолевает вес и
натяжение пружины напорного клапана и он открывает-
ся. При равномерном движении поршня от точки 2 влево
происходит подача жидкости при постоянном давле-
16—130 241
нии р2. В крайнем левом положении поршень снова
меняет направление движения. При этом давление
в клапанной коробке резко падает по линии 3-4, напор-
ный клапан k2 закрывается и открывается всасывающий
клапан /г,. Диаграмма давлений, называемая индика-
торной диаграммой, замыкается.
Индикаторная диаграмма показывает, как меняется
давление в цилиндре и клапанной коробке насоса на
протяжении двух ходов поршня. Площадь индикаторной
диаграммы имеет размерность И-м/м2 и, следовательно,
представляет собой работу поршня за два хода, отнесен-
ную к 1 м2 его поверхности (см. § 8-4).
Действительная индикаторная диаграмма (рис. 8-2)
отличается от теоретической, представленной на рис.8-1,
в основном наличием колебаний давления в начале вса-
Рис. 8-1. Теоретическая индикаторная
диаграмма поршневого насоса.
Siv>
Рис. 8-2. Действительная
индикаторная диаграмма
поршневого насоса.
сывания и в начале иодачи. Эти колебания обусловлены
влиянием инерции клапанов насоса и прилипанием
плотно притертых поверхностей их к седлам. Поэтому,
например, в момент отрыва от седла напорного кла-
пана (точка 2) в клапанной коробке должно создавать-
ся повышенное давление, создающее силу, способную
оторвать клапан от седла и преодолеть его инерцию.
Как только клапан открывается, давление в клапан-
ной коробке резко снижается и клапан дает несколько
быстрых колебаний в потоке жидкости; при этом он
дросселирует поток, вызывая колебания давления в кла-
242
панной коробке, отражающиеся на линии подачи инди-
каторной диаграммы. На форму линий всасывания и
подачи оказывают заметное влияние также силы инер-
ции жидкости, поступающей в цилиндр или уходящей из
него при неравномерном движении поршня.
Действительные индикаторные диаграммы снимают-
ся с насосов при помощи индикаторов.
8-2. ПОДАЧА ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Подача поршневого насоса определяется размерами
рабочего цилиндра, числом ходов поршня или частотой
вращения вала насоса и количеством цилиндров.
Если поршень насоса работает лишь одной своей
стороной (насос одностороннего действия) и приводится
Рис. 8-3. Схема насоса односто- Рис. 8-4. Схема насоса двусто-
роннего действия.
роппего действия.
в движение от двигателя при помощи кривошипно-ша-
тунного механизма (рис. 8-3), то количество жидкости,
фактически всасываемое и подаваемое насосом, равно:
Q DsS -60n-rl t,
(8И)
где п— число двойных ходов поршня в минуту; D—
внутренний диаметр цилиндра; S—ход поршня; тр, —
объемный к. п. д.
Объемный к. п.д. учитывает то обстоятельство, что
насос нс может подавать в напорный трубопровод объем
жидкости, равный теоретическому объему, описываемо-
му поршнем: часть жидкости неизбежно теряется через
IG* 243
неплотности, а часть проскакивает через клапаны, не
мгновенно закрывающиеся в левом и правом положе-
ниях поршня.
Величина объемного к. п.д. определяется при испы-
тании насоса посредством измерения действительно по-
даваемого насосом объема жидкости. Делением послед-
него на рабочий объем цилиндра получаем т]0.
Для расчета действительной подачи принимают
г),—0,7=0,97.
Насос двустороннего действия (рис. 8-4) создает
подачу
Q = ^-(2D! — d^S-QQn^. (8-2)
Если насос имеет несколько цилиндров, поршни ко-
торых приводятся в движение от общего коленчатого
вала (многопоршневой насос), то его подача полу-
чается умножением подачи одного поршня на число их.
Характерными для поршневых насосов величинами яв-
ляются отношение хода поршня к диаметру S/D и сред-
няя скорость поршня Crr.cp=Sn/30. Обычно, чем быстро-
ходнее насос, тем меньше S/D.
Для насосов, выпускаемых заводами СССР,
,S/D = 0,8h-2; сп., р = 0,5ж0,9 м/с.
8-3. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ВСАСЫВАНИЯ И ПОДАЧИ
ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Жидкость всасывается в цилиндр насоса, следуя за
движущимся в нем поршнем, и им же вытесняется в на-
порный трубопровод. Если жидкость несжимаема и не
имеет разрывов, то она строго следует за движением
поршня. В большинстве конструкций поршневых насо-
сов осуществляется неравномерное движение поршней
при помощи кривошипно-шатунных механизмов. Поэто-
му, если не предусмотреть специальных мер, жидкость
будет двигаться во всасывающем и напорном трубопро-
водах неравномерно.
Рассмотрим процесс всасывания в цилиндр насоса
одностороннего действия (см. рис, 8-3), полагая, что
R/L^O.
244
Двигаясь из левого крайнего положения направо,
поршень проходит путь x=R—R cos а (где а —угол
поворота кривошипа из левого крайнего положения).
Переменная скорость движения поршня
nn = ^-=^-(^-/?cosa)==/?s;na^, (8-3)
но dojdi = ^ — угловая скорость кривошипа, поэтому
о;1 -=/?« sin а. (8-4)
Графически выражение (8-4) представлено на
рис. 8-5.
Ускорение поршня
do., n da.
a^~df^RwC°5aW'
ИЛИ
ап --Rm* cos а. (8-5
Ускорение поршня изменяется в зависимости от угла
поворота кривошипа по закону косинуса.
Из формул (8-4) и (8-5) следует:
при а = 0 оп = 0; ап = Rm*;
при а = 90° пп = Rm; а„ = 0;
при а =180° va — 0; ап= — Rm*.
Произведение скорости движения поршня на его пло-
щадь дает объем V' жидкости, всасываемой поршнем
.в единицу времени:
V = = Qn/?m sin а. (8-6)
Диаграмму ип = /(а), приведенную на рис. 8-5, мож-
но рассматривать и как диаграмму V'—f(a); для этого
следует лишь ввести для оси ординат новый маштаб,
обусловленный наличием в формуле (8-6) множителя Qn-
Следовательно, объем жидкости, всасываемой порш-
нем в цилиндр, изменяется в зависимости от угла по-
ворота кривошипа по синусоиде.
При движении поршня влево происходит подача жид-
кости. Поэтому в пределах полного оборота вала (два
хода поршня) диаграмма всасывания изобразится сину-
соидой (ход вправо) и прямой линией, совпадающей
.: осью абсцисс (ход влево).
245
В действительности R/L^O и синусоидальная диа-
грамма, изображенная на рис. 8-5, несколько искажает-
ся, теряя симметрию.
Аналогично можно изобразить диаграмму подачи.
Всасывание в клапанную коробку и подача из нее
протекают неравномерно. Это вызывает возникновение
Рис. 8-5. Зависимость скорости
поршня от угла поворота кри-
вошипа в пределах от 0 до
180°.
инерционных сил, резко про-
являющихся в моменты наи-
больших ускорений поршня,
т. е. в крайних его положе-
ниях. Сила инерции жидко-
сти, движущейся безотрыв-
но за поршнем, пропорцио-
нальна его ускорению, ко-
торое согласно формуле
(8-5) пропорционально квад-
рату угловой скорости вала
насоса. Поэтому при высо-
ком числе оборотов вала
инерционные силы могут до-
стигнуть большой величины, вызвать разрыв сплошно-
сти потока и нарушить нормальную работу насоса.
Если в насосе не предусмотрены меры, устраняющие
неравномерность всасывания и подачи, то жидкость
будет двигаться неравномерно по всей системе примы-
кающих к насосу трубопроводов. Это опасное явление
может привести к разрушению отдельных частей насоса
и трубопроводов.
Существует несколько способов уменьшения нерав-
номерности движения жидкости в трубопроводной си-
стеме, соединенной с насосом. Весьма эффективным
способом является применение многопоршнсвых насосов
с параллельным включением цилиндров, поршни кото-
рых приводятся в движение от общего коленчатого вала.
Рассмотрим, например, диаграмму подачи трехпоршнс-
вого насоса, у которого колена вала располагаются под
углом 120° (рис. 8-6).
Поршни, двигаясь несинхронно, создают чередуе-
мость ходов подачи во времени, и хотя подача из каж-
дого цилиндра остается неравномерной, общая подача
насоса существенно выравнивается.
При вращении коленчатого вала по часовой стрелке
палец / движется по дуге круга вверх и попшень ци-
линдра / производит подачу из клапанной коробки
11020—It
24G
в коллектор по синусоиде III. Поршень цилиндра 2 при-
дет в нижнее крайнее положение и начнет подачу тогда,
когда коленчатый вал повернется от исходного положе-
ния на угол 120°. Поэтому синусоида I подачи второго
цилиндра изобразится на графике подачи в пределах
углов 120—300°. Поршень цилиндра 3 проходит остаточ-
Рис. 8-6. Схема и диаграмма подачи трехпоршневого насо-
са одностороннего действия.
ную часть хода подачи, начиная от исходного положе-
ния вала, на протяжении угла поворота 60°. Эта часть
синусоиды II подачи изобразится ветвью ее в пределах
углов 0—60°. Вместе с тем поршень цилиндра <3 начнет
новый ход подачи после поворота вала на 240°, считая
от исходного положения. Но на одном полном обороте
вала этот ход не закончится. Поэтому синусоида II по-
дачи третьего цилиндра оборвется при а=360°.
В промежутках между углами 0—60, 120—180, 240—
300° диаграммы подачи накладываются одна на другую.
Это значит, что происходит одновременная подача в кол-
лектор k2 сразу из двух цилиндров: первого и третьего,
первого и второго, второго и третьего. Поэтому для по-
строения диаграммы подачи в коллектор и напорный
трубопровод следует суммировать ординаты диаграмм
отдельных цилиндров там, где эти диаграммы наклады-
ваются. Проведя это суммирование, получим диаграмму
подачи трехпоршневого насоса, показанную на рис. 8-6
247
жирной /нишей. В этом случае отклонение максималь-
ных значений мгновенной подачи от ее среднего значе-
ния для целого оборота очень незначительно. Подача
протекает здесь достаточно равномерно. Возможны и
другие комбинации параллельного соединения ци-
линдров, дающие повышение равномерности подачи и
всасывания.
Другой способ повышения равномерности всасывания
п подачи заключается в применении воздушных колпа-
ков на всасывающей и на-
порной трубах близ кла-
панной коробки насоса.
Рассмотрим способ ра-
боты воздушно о г ок am ка
на всасывающей трубе
насоса (рис. 8-7). Корот-
кий патрубок 1, присоеди-
ненный к клапанной ко-
робке насоса, окружен
верхней, расширенной
частью 2 всасывающей
трубы 3. Воздух, заклю-
ченный в цилиндрическом
кольцевом объеме между
1- трубами 1 п 2, является
пака на всасывающей трубе. упругой средой, выравни-
вающей скорости движе-
ния жидкости во всасывающей трубе при неравномер-
ном всасывании в клапанную коробку.
Если насос не работает,то уровень чшдгоетп зани-
мает среднее положение, указанное на схеме .При рабо-
те насоса уровень колеблется между максимальным и
минимальным значениями. Воздух при этом изменяет
свой объем от иМШ1 до Омаке, что вызывает изменение его
давления от рыа1(С до
Работу воздушного колпака характеризуют степенью
неравномерности его, обозначаемой <E.
g /Лшкс /, .н1
Рс\>
где /?ср — среднее давление воздуха в колпаке:
у. Pvtw.c Р:-. мп
(8-*)
248
При Достаточно большом объеме воздуха в колпаке
поток во всасывающей! трубе движется почти с постоян-
ной скоростью; неравномерное всасывание в клапанную
коробку компенсируется переменным расходом жидко-
сти из воздушного колпака.
Элементарная приближенная теория воздушного кол-
пака основывается на уравнении пзотермиого газового
процесса
ре = const, (8-9)
где и — объем некоторого постоянного весового количе-
ства воздуха, заключенного в колпаке1.
Уравнение (8-9) для двух состояний воздуха в кол-
паке имеет вид
Агакс^мпн /Лшн^макс*
откуда
Рм1Ш_
Л'.мпн /у.макс л
имакс
Воспользуемся уравнениями (8-7) и (8-8):
имин
/’макс Дмакс л
. имакс
О = -------------------.
I ° мин
/Люкс “Г /’макс ,»
°макс
После алгебраического преобразования получим:
5==^,акс-Рм„„ (8-10)
^сред
Из рис. 8-7 ВИДНО, ЧТО разность Гма1;с— Щшн есть то
количество жидкости, которое поступает в цилиндр из
воздушного колпака за первую половину оборота вала.
Это же количество накапливается в воздушном колпаке
в основном за вторую половину оборота вала.
Воспользуемся диаграммой, приведенной на рис. 8-5,
где нанесем линию аб равномерного поступления жид-
кости по всасывающей трубе насоса. Площадь прямо-
угольника оабво равновелика площади синусоиды вса-
сывания. Ясно, что если движение во всасывающей тру-
бе протекает равномерно по линии аб, а всасывание
в цилиндр протекает неравномерно по синусоиде оге,
‘ Изаестны теории воздушных колнанов, основанные на иных
соображениях [Л. 30].
249
го площадь синусоиды дгжд, лежащая выше линии аб,
представляет собой то количество жидкости, которое
в период всасывания должно быть взято из воздушного'
колпака. Но это количество равно vK= Умакс ^мин-
Величина vK определяется построением синусоиды вса-
сывания, планиметрированием ее и построением равно-
великого с нею прямогольника оабво.
Если и[( определено указанным путем, то по формуле
(8-10) можно определить средний объем воздуха в кол-
паке при заданной степени неравномерности его:
(811)
Аналогично можно рассмотреть работу напорного
воздушного колпака для любых насосов и при любом
количестве цилиндров.
Для колпаков на напорном разветвленном трубо-
проводе полагают 6=0,02 и даже меньше, а для кол-
паков на всасывающих трубопроводах полагают
6 = 0,04 4-0,05.
Произведя построение диаграммы и вычисления,
можно выразить средний объем воздуха в воздушном
колпаке через полезный объем цилиндра для насосов
различных типов.
При 5 = 0,02 получится:
для насоса одностороннего действия ycp = 27,5QnS;
для насоса двустороннего действия ucp=10,5QnS;
для трехпоршневого насоса простого действия
цср = 0,45 Qn5.
Многопоршневые насосы требуют воздушных колпа-
ков относительно малой емкости.
Применение многопоршневых насосов с колпаками
достаточной емкости обеспечивает почти равномерное
движение жидкости в присоединяемых к ним трубопро-
водах.
8-4. МОЩНОСТЬ, ПОТРЕБЛЯЕМАЯ ПОРШНЕВЫМ НАСОСОМ.
И ЕГО К. П. Д.
Воспользуемся индикаторной диаграммой, показанной
на рис. 8-1, для вычисления внутренней (индикаторной)
мощности поршневого насоса.
Атмосферная линия, разделяя индикаторную диа-
грамму на две части, позволяет определить величины
250
избыточных давлений р2 и Pi, преодолеваемых поршнем
насоса на ходах подачи и всасывания.
Работа поршня за ход всасывания равна ЙПР15, а за
ход подачи йпРг-5.
Полная работа поршня за два хода равна
(p2+Pi)QnS.
Давление, взятое ио индикаторной диаграмме как
сумма pt = P2 + Pi, называется индикаторным давлением.
Следовательно, работа поршня насоса простого дей-
ствия за один оборот вала будет равна р&а8.
Внутренняя, или индикаторная, мощность, потребля-
емая насосом, равна:
' 60-1000 ' '
Для насосов двустороннего действия и многопоршне-
вых потребляемая внутренняя мощность вычисляется
как сумма внутренних мощностей, потребляемых от-
дельными поршнями.
Действительная мощность, подводимая от двигателя
к валу насоса больше внутренней, так как часть ее идет
на преодоление механического трения.
Механический к. п. д. поршневого насоса
(8 13)
Поэтому Х=Лд/г]м. Используя выражение (8-12),
получаем:
Если имеется индикаторная диаграмма насоса, то по
формуле (8-14) можно определить мощность на валу
насоса при определенном значении гщ.
Механический к. п.д. поршневых насосов находится
в пределах i|?.i = 0,9к-0,95.
Внутренняя мощность , потребляемая насосом , боль-
ше полезной мощности, потому что часть мощности за-
трачивается з цилиндре насоса на преодоление гидрав-
лических сопротивлений, а также на восполнение
потерь, вызываемых утечками через неплотности и кла-
паны.
251
Внутренним, или индикаторным, к. и. д. поршневого
насоса называют отношение
5. (8‘15)
где Л’,, — полезная мощность.
Внутренний к.п.д. является произведением гидрав-
лического и объемного т|о к. п.д.
Из формул (8-13) и (8-15) следует:
V —V" , (8-16)
Д/Д.
или
N Mg И (У-17'l
1000-/) •
Значения гидравлического к. и. д. для поршневых на-
сосов лежат в пределах т)г= 0,8-ъ0,94.
Общий (полный) к. п.д.
д = ДгДоДм == °.65 °.85-
Коэффициенты полезного действия поршневых на-
сосов определяются опытным путем (§ 8-9).
8-5. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ. ХАРАКТЕРИСТИКИ
а) Регул и р о в а н и е пода ч п. В соответствии
с уравнениями (8-1) и (8-2) общее выражение для по-
дачи поршневого насоса будет:
Q=bp >D2Sn, (8-18)
где k — постоянный коэффициент.
Отсюда следует, что подача поршневого насоса на-
ходится в зависимости от четырех факторов: D, S, п
и т]0- Изменения подачи теоретически можно достигнуть
изменением одного или нескольких из них. Практи-
чески же изменение D с целью регулирования подачи
насоса с заданными геометрическими размерами невоз-
можно. Можно регулировать подачу насоса изменением
т]о. Для этого нужно выполнить всасывающий или на-
порный клапан управляемым и задерживать посадку
его па седло во время соответствующего хода подачи
пли всасывания. Этот способ регулирования применяют
редко, так как он связан с понижением общего к. п.д.
насоса и, следовательно, энергетически неэффективен.
252
Рис. 8-8. Теоретические ю
действительные характери-
стики напора при n = var.
регулирования поршне-
Регулирование изменением длины хода поршня при-
меняют в малых поршневых насосах с кривошипно-ша-
тунным приводом; в таких насосах палец кривошипа
можно переставлять в прорези щеки кривошипа. При
остановке насоса можно переставлять палец на опре-
деленное расстояние R от центра п иметь 5 = 2/?, необ-
ходимое для получения требуемой”подачи.
В прямодействующих паровых насосах поршни при-
водятся в движение непосредственно от штоков паровых,
поршней; в этом случае полу-
чают изменение хода переста-
новкой парораспределитель-
ных органов.
Основным способом регули-
рования подачи поршневого
насоса с электрическим приво-
дом является изменение часто-
ты вращения приводного дви-
гателя или перемена отноше-
ния передаточных устройств,
включенных между двигателем
и насосом. Этот способ регу-
лирования оправдывается
энергетически.
Дросселирование как способ
вых насосов недопустимо, ибо оно почти не влияет на
величину подачи, но существенно увеличивает потреб-
ляемую мощность.
о) Характеристики. Основной характеристикой
поршневого насоса является зависимость между его по-
дачей и напором (давлением). Форма этой зависимости
легко выясняется из уравнения (8-18). Действительно,
для насоса с заданными геометрическими размерами
подача теоретически не зависит от напора. Это значит,
что при заданной частоте вращения иодача постоянна
и одинакова при всех напорах. Поэтому в системе коор-
динат Q—Н характеристика H=f(Q) изобразится (при
гг = Л1) прямой линией, параллельной оси ординат
(рис. 8-8).
Если насос полечит новую частоте, вращения /г2>ль
то его подача увеличится пропорционально частоте вра-
щения и характеристика займет повое положение, соот-
ветствующее п->_. Аналогично получаются характеристики
для частот вращения n2~>n2, iu>n3...
253.
Теоретические характеристики поршневого насоса
при переменной частоте вращения представляются се-
мейством прямых линий, параллельных оси ординат.
Действительные же характеристики отклоняются от тео-
ретических, как это показано пунктирными линиями на
рис. 8-8.
Указанное отклонение объясняется тем, что при по-
вышении напора объемный к. и. д. насоса уменьшается
вследствие увеличения утечек.
Характеристики H=f{Q) показывают, что при за-
данной частоте вращения поршневой насос может соз-
давать различные напоры. При этом он будет потреб-
лять разные мощности.
Так как напор, создаваемый насосом любого типа,
определяется условиями совместной работы насоса и
трубопроводной сети, то вопрос о мощности на валу
поршневых насосов может быть рассмотрен только при-
менительно к условиям заданной сети.
8-6. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ПОРШНЕВОГО НАСОСА
И ТРУБОПРОВОДА
Задача по определению напора, создаваемого порш-
невым насосом, и полезной мощности его решается гра-
фически совместным построением напорных характери-
стик насоса и трубопровода. Это выполнено на рис. 8-9
для частот вращения nlt п2, п3 и н4 при условии
»1<Щ><Яз<«4.
Создаваемые насосом напоры и подачи соответствен-
но равны Н2, Н3, Н4 и Qi, Q2, Q3, Q4.
Полезные мощности насоса для каждой подачи
у Pgg/f. (8-19)
п юоо • *• ‘ '
На рис. 8-9 нанесены ординаты кривой N„=f(Q).
Эта кривая дает представление об изменении полезной
мощности в зависимости от подачи (и частоты враще-
ния) поршневого насоса; это характеристика полезной
мощности. Форма ее зависит от гидравлических свойств
трубопровода, присоединенного к насосу.
Если трубопровод обладает малым гидравлическим
сопротивлением и насос преодолевает в основном ста-
тический напор, то характеристика полезной мощности
254
получается почти прямой линией. При отсутствии ста-
тического напора в сети характеристика полезной мощ-
ности является кубической! параболой вида ЛД=а/г3.
Мощность на валу поршневого насоса изменяется
при изменении частоты вращения вала,
потому что из-
о $, д а3
Нис. 8-9. Г().'|фнк con.vieciunit p;i-
uots.i поршневого пасос.а и трубо-
провода.
меняются полезная мощ-
ность и к. п. д. насоса.
Полный к. п. д. насоса
имеет наибольшее значе-
ние при оптимальном чи-
сле оборотов. Отклонение
частоты вращения от оп-
тимальной вызывает
уменьшен не к. п. д.
Изменение к. п. д. при
регулировании поршнево-
го насоса может быть
установлено только при
испытании его.
Когда значения к. п. д.
в пределах допустимых для данного насоса изменений
числа оборотов известны, то по значениям полезной мощ-
ности могут быть определены соответствующие величи-
ны мощности па валу. Пунктирная кривая, показанная
на рис. 8-9 и построенная в пределах подачи от Qi до
Qs, дает представление о характере изменения мощно-
сти насоса. Это характеристика мощности насоса.
8-7. ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
Анализируя работу поршневого насоса с кривошипно-
шатунным механизмом, можно видеть, что наиболее
низкое давление получается в самой верхней точке по-
лости всасывания в тот момент, когда поршень изменяет
направление движения (начинает всасывающий ход).
В этот момент поршень движется с наивысшим ускоре-
нием и на значение давления в цилиндре оказывают
существенное влияние силы инерции жидкости, движу-
щейся за поршнем безотрывно.
Давление в цилиндре с учетом влияния сил инерции
при всасывании определяется уравнением одномерного
неустановившегося движения
Рве = Р« — — pg/zac + д1К, (8 -20:
255
где pQ—давление па поверхности всасываемой жидко-
сти; Нвс— расстояние по вертикали от поверхности вса-
сываемой жидкости до верхней точки полости цилиндра;
йВс — потери напора во всасывающем тракте; рт—по-
нижение давления, обусловленное инерцией неравномер-
но всасываемой жидкости.
Средняя скорость жидкости в сечении QBC (и2) по-
лости всасывания
2 Q
cBe=vn-^~--=--Rmsina
Ускорение всасываемой жидкости
аас — = Rc"2 cos а ~^г~-
dt 2зс
По изложенному в § 8-3 cosa = l----
Следовательно,
Сила инерции неравномерно всасываемой жидкости
= pLBCQecRm2 ~ (1 -
где ЛВс—длина полости всасывания с неравномерным
движением.
Очевидно,
л.=Й“=рДЛ»-^-(|--У).
Подставляя в последнее «> = , получаем:
г „ гДл2 2П /. х X
/Лш =- Р^-вс^ цдГ 2 “ (1 /Г J
По уравнению (8-20)
Ас = А> - - PgKc ± р/-всЯ - 4г)-
Наименьшее. значение рвс достигается в начале хода
всасывания при ,v = 0 (см. § 8-3).
Отрыв поршня от жидкости (явление кавитации)
происходит при понижении давления в полости всасыва-
ния до давления насыщенного пара рпа при данной том-
256
пературе. жидкости. Поэтому полагаем в уравнении
18 20)
г-. . :?о 0'10 Нм2.
где 20 000 Н/м2 запас давления, обеспечивающий без-
отрывпость поршня от жидкости. Получаем допустимую
высоту всасывания
'0-4-20 000) (8 21)
Отсюда ясно влияние различных факторов па допу-
скаемую высоту всасывания поршневого насоса. Особое
значение имеет частота вращения вала насоса, влияю-
щая на допустимую высоту всасывания через инерцион-
ные силы и гидравлические сопротивления полости вса-
сы в а пня.
Увеличение частоты вращения существенно пони-
жает допустимую высоту всасывания поршневого насоса.
Допустимая высота всасывания при температуре во-
ды до 30°С. обычно че превышает 3—-4 м.
8-8. КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
В зависимости от рода привода различают две основ-
ные группы поршневых насосов: паровые и с электриче-
ским приводом.
Паровые насосы выполняются горизонтальными и
вертикальными.
Па рис. 8 -И) пропета в пена коиструкния горизонталь-
ного парового насоса. Поршень водяного цилиндра при-
водится в дьи/кеннс исиос.редствеиио штоком парового
поршня. Такие насосы обычно бывают двухлоршпевыми
для обеспечения равномерности подачи и удобного осу-
ществления парораспределения. При этом каждый из
штоков пары цилиндров (парового и водяного) управ-
ляет парораспределением соседпего цилиндра.
Паровые пасосы просты по устройству, по энергети-
чески неэффективны, так как к.п.д. парового цилиндра
нх низок. Насосы этого типа применяются в малых ста-
ционарных и транспортных установках для питания
паровых котлов.
Поршневые насосы е. электрическим приводом нстре-
ч.нотс'л е г-.ц'иэо.1г>а,'11>пы'.1 п вертикальным расположс-
1235
Рис. 8-Ю. Горизонтальный двух-
/- паровой цилиндр; 1 — водяной цилиндр; 3-шток; 4 — паровой золотник;
чаги парорас
нием цилиндров. Количество цилиндров у них бы-
вает 1—3.
Конструкция горизонтального двухпоршневого насо-
са двустороннего действия показана на рис. 8-11. Пор-
шень 1 насоса приводится в движение штоком 2, соеди-
ненным через крейцкопф 3 с кривошипно-шатунным
механизмом. Цилиндр 4 представляет собой отдельную
отливку, крепящуюся к основной раме 5 насоса. Нагне-
тательные 6 и всасывающие клапаны расположены на
цилиндрах и благодаря съемным крышкам 7 доступны
для осмотра и ремонта.
Вследствие ограниченного числа двойных ходов
поршня двигатель передает мощность на вал насоса при
помощи понижающей зубчатой передачи.
Насосы с электрическим приводом при различных
диаметрах цилиндров охватывают области напоров до
700 м вод. ст. и подач до 1400 л/мин.
258
поршневой паровой насос.
.5 — клапаны насоса; 6 — паровой сальник: 7 водяной сальник: 8 и 9 — ры-
пределения.
Рис. 8-11. Продольный разрез горизонтального двухпоршневого на-
соса двустороннего действия.
17*
259
Ряс. S-!2. До:<11pobosiii.n’i и;icn:;ii,h'i
агрегат 4ДЛ6-10.
261
Рис. 8-13. Однопоршпевой вертикальный и.псис малой подачи.
/ — фундаментная плита; 2 — цилиндр; 3 — гильза; 4— плунжер; 5 — сальни
копая гайка; 6 — гайка для изменения хода плунжера; 7 — предохранительный
пружинный клапан; S — клапанная камера; 9 — всасывающий клапан; 10 —
нагнетательный клапан; 11 — подвод раствора; 12—отвод раствора;
13 — пробка для удаления воздуха из рабочей полости цилиндра.
262
Специальные гидравлические поршневые насосы,
употребляемые в прессовых установках, создают дав-
ления до 100 МПа.
Поршневые элсктроприводпыс насосы распростране-
ны в промышленности как дозаторы компонентов со-
ставляемой жидкой смеси.
Па рис. 8-Г2 изображен дозировочный насосный агре-
гат 4ДА6-10, предназначенный для одновременной по-
дачи четырех различных жидкостей.
Рис. 8-14. Дисковый пор-
шень с уплотнением ко-
жаными Г-образными
манжетами.
Рис. 8-15. Плунжерный поршень.
В процессе работы изменением числа оборотов вала
насоса можно одновременно и пропорционально изме-
нять подачу всех четырех жидкостей.
Регулирование подачи каждой жидкости раздельно
достигается изменением длин .хода поршней отдельных
цилиндров.
В станционной теплоэнергетике находят широкое
применение порш новые насосы малой подачи для не-
прерывного снабжения реагентами систем водоприго-
товления и ведения заданного режима котловой воды.
На рис. 8-13 дай продольный разрез однопоршневого
вертикального насоса такого типа.
Технические данные одпопоршнсвых насосов этого
типа:
Диаметр поршня, мм............. 15—28
Подача, .ч/ч................... 25—100
Давление, МПа.................. 6—25
Поршни насосов выполняются дисковыми (рис. 8-14)
и плунжерными (рис. 8-15). Уплотнение дисковых порш-
ней в цилиндре достигается металлическими разрезны-
263
ми уплотняющими кольцами (аналогично поршням
компрессоров) или кожаными манжетами. Плунжерный
поршень уплотняют внешним сальником с мягкой на-
бивкой.
Рис. 8-16. Двухкольцевой кла-
пан.
Рис. 8-17. Простой тарсльча
гьш клапан.
Обычно поршни изготовляют из чугуна, а для вы-
соких давлений--из стали.
Клапаны обычно бывают тарельчатыми. Для насосов
высокой подачи тарельчатые клапаны выполняются
Рис. 8-18. Сальники с кожаными манжетами.
двухкольцевыми (рис. 8-16) и трехкольцевыми. Наибо-
лее часто употребляемая конструкция такого клапана
для малого расхода дана па рис. 8-17. Седло / клапана
плотно впрессовано в клапанную перегородку цилиндра.
Седло имеет две кольцевые притертые поверхности:
264
2 и 3. Клапан 4 скользит по направляющему стержню5
и под влиянием разности давлений над клапаном и под
ним, а также под действием конической пружины 6
плотно прижимается к седлу.
В некоторых случаях тарельчатые клапаны выпол-
няются в виде толстых резиновых пластин: это обеспечи-
вает высокую герметичность клапана.
Сальники поршневых насосов бывают с мягкой на-
бивкой или с кожаными манжетами (рис. 8-18). Здесь
давление, создаваемое насосом, действует на внутрен-
нюю поверхность манжеты Г- или П образного сечения,
прижимает ее к штоку и создает тем большую плот-
ность, чем выше давление, создаваемое насосом.
8-9. ИСПЫТАНИЯ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
И ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕИСПРАВНОСТЕЙ В РАБОТЕ
Испытания насосов производят с целью выяснения
их исправности и энергетической эффективности работы.
При испытании насоса измеряют действительную по-
дачу, мощность, объемный, гидравлический, механиче-
ский и полный к. п.д.
Измерение действительной подачи удобно произво-
дить при помощи мерных баков. В тех случаях, когда
это выполнить нельзя, пользуются диафрагмой с диф-
ференциальным манометром.
Идеальная подача насоса определяется в зависимо-
сти от геометрических размеров насоса и числа оборотов
(двойных ходов поршня) по формулам:
От. ^D2.S^2; (8-22)
QT--^-(2D2 (8-23)
В приведенных формулах г - количество поршней
насоса.
Напор, создаваемый насосом, определяется по по-
казаниям манометра на напорном и вакуумметра на
всасывающем трубопроводах.
Полезная мощность определяется по действительной
подаче и полному напору по формуле
265
Индикаторная мощность определяется по формуле
(8-12) в соответствии с. указаниями, данными для этой
формулы.
Мощность па валу насоса вычисляется по показа-
ниям приборов в сети электродвигателя, его к.п. д. и
к.п.д. передачи от электродвигателя к насосу.
Объемный к. п.д. определяется по идеальной и дей-
ствительной подачам
<2
QT •
Внутренний к. п. д.
Полный к. п. д.
Т)» = Ц<ЩГ>
Гидравлический к. п.д. определяется из соотношения
откуда
7).. = ^.
До
Механический к
П. д.
•ЧгДо ‘
В результате оказываются известными все основные
параметры поршневого насоса.
Сравнение снимаемой при испытании индикаторной
диаграммы е нормальной диаграммой позволяет судить
о правильности работы насоса.
Наличие неисправностей в работе насоса отражается
па его индикаторной диаграмме, как это видно из
рис. 8-19.
Гели насос вместе с жидкостью подсасывает воздух,
то линия подъема давления 1-2 из вертикальной прямой
линии превращается в кривую (случай а). Это означает,
что повышение давления протекает ио некоторой части
хода поршня вследствие сжимаемости воздуха, находя-
щегося в цилиндре. Если при этом воздух из цилиндра
па ходу подачи вытесняется, то линия понижения дав-
266
ления 3-4 вертикальна. Если же воздух в цилиндре
остается, то линия понижения давления также превра-
щается в кривую и диаграмма получает форму б. Нали-
чие воздуха в цилиндре во время подачи и всасывания
отражается также на горизонтальных линиях диаграм-
мы: они получаются волнистыми.
Неплотность всасы-
вающего клапана прида-
ет наклон линии 1-2, так
что повышение давления
до конечного значения
достигается на некоторой
части хода (случай в).
Если же напорный кла-
пан недостаточно плотен,
то повышение давления
начинается несколько ра-
нее начала хода подачи
(случай г).
Повышенная (против допустимой) высота всасыва-
ния вызывает разрыв сплошности жидкости в цилиндре
и удары в начале хода подачи. Это объясняется резким
смыканием полости разрыва в начале процесса повы-
шения давления. Диаграмма приобретает форму д.
Ввиду большого практического значения индикатор-
ных диаграмм снятие их производится не только при
испытаниях насоса, по и периодически в процессе экс-
плуатации насоса.
Пример 8-1. Определить основные размеры двухпоршневого на-
соса двустороннего действия с подачей 0=1,25 м3/мин, найти на-
пор и мощность при работе насоса на сеть, характеристика которой
выражается уравнением H=Hvr-\ aQ2 при /7ст=40 м и а=6,4.
Насос приводится в движение через клипоременную и зубчатую
передачи от электродвигателя е n=9G0 об/мин.
Р е ш е п и с. Подача одного цилиндра
Q
Q' = 6,63 м’/мпп.
Уравнение подачи:
<?' . (20= - d2) пХт)о.
Принимаем;
S/D = 1
nd* лО*
и —“0,1 —
267
тогда
Q' -- —Ч/ЭРМъ-
Средняя скорость поршни ou=2Sn/60
равной 0,6 м/с Поэтому
может быть принята
л==-д-; Q' = 27D%.
Необходимое значение D при
%-; 0,9" составляет:
0,63
27-0,92 —°-1()м<
Рис. 8-20. Характеристика тру-
бопроводной сети (к примеру
8-1).
Хоц поршня S = D = 0,16 м.
Необходимая частота вращения вала насоса
18 18
П - /) ’ '(I f. ' 13. об ,чин .
гт , ПД'< 960 » <
Передаточное отношение 1= д ~р[з = 8,5,
•Чччметр штока I -- l/() J /)=.-. (1,317- 160 — 50 м .
Пользуясь уравнением,. приведенным в задании, строим харак-
теристику сети (рис. 8-20).
Точка .т характеристики определяет напор, создаваемый на-
сосом. Он равен 50 м.
Задавшись к. п. д. насоса и зубчатой передачи р —0,82 и т]п=
—0,91, определим мощность насоса
pQpH 1000-1,26-9,81 -60
Л'~ lOOOrp), '60-1000-0,82-0,94 13,2 кВт’
268
ГЛАВА ДЕВЯТАЯ
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
9-1. ОСНОВНЫЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ ТИПЫ.
ПОДАЧА
Из большого разнообразия конструкций роторных насосов мож-
но выделить четыре следующих глаиннх типа- зубчатые (шестерен-
ные). пластинчатые, /шиберные) . поршневые и винтовые насосы. Все
четыре типа отноечтст к разряду насосов объемных.
Зубчатые шестеренные насосы. Конструкт пиная схема такого
nacoca продета г,л игл па рис. 9 -1. Сцепляющиеся зубчатые, колеса /
» 2 помещены с малыми зазорами в корпусе J. Одно из колес
(ведущее) снабжено валиком, выходящим из корпуса чере; уплот-
няющий сальник; другое колесо (ведомое) является холостым.
Рис. 9-1. Конструктивная схема
зубчатого насоса.
Подача
ВеасиВаиип
Рис. 9-2. Обратное нагнета-
ние жидкости зубчатым на-
сосом.
При вращении колес в направлении, указанном стрелками,
жидкость поступает из полости шчсынания 4 во впадины между
зубьями и перемещается в напорную полость 5; здесь при сцепле-
нии происходи г выдавливание жидкости нч впадин.
Зубчатые колеса таких насосов обычно выполняются одинако-
вых размеров.
Подача зубчатого насоса, состоящего из двух колес разных
размеров, определяется как
Q=-(/fe,n,4-//72n2)TiI?, (9-1)
где f—площадь поперечного сечения впадины между зубьями; I—
длина зуба колеса; 2, и z2;~количества зубьев; п, и дг—частоты
вращения, об/мин; гр,—объемный коэффициент насоса.
Если обозначить передаточное. число, зубчатой пары е. а диа-
метры начальных окружностей О, и I).., то ypaiwnno ('9-1’1 можно
привести к следующему виду:
Q 6 + « ц,. (9-2)
269
Если колеса одинаковы, то е=1 и
Q=2flzn^0. (9-3)
Подача зубчатого насоса определяется геометрическими раз-
мерами насоса и частотой вращения его вала.
Объемный коэффициент г|() насоса учитывает перенос жидко-
сти в пространствах а впадин обратно в полость всасывания
(рис. 9-2). Этот же коэффициент оценивает перетекание жидкости
через зазоры из напорной полости во всасывающую. Для зубчатых
насосов т]о=0,7-г-0,9.
Рис. 9-3. Пластинчатый насос с внешним подво-
дом жидкости.
В результате исследования кинематики и геометрии зубчатого
насоса с одинаковыми колесами при эвольвентном зацеплении при-
ходят к следующему выражению для подачи:
Q=0,233Z/?/m, (9-4)
где R — радиус начальной окружности; h — высота головки зуба.
Все приведенные выраженн i для подачи дают средние значе-
ния се за достаточно длительный промежуток времени. При работе
зубчатых насосов иодача непрерывно колеблется около среднего
значения.
Зубчатые насосы обладают реверсивностью, т. е. при изменении
направления вращения шестерен они изменяют направление потока
в трубопроводах, присоединенных к насосу. Причины реверсивности
легко выясняются из схемы паюса, приведенной на рис. 9-1.
Пластинчатые (шиберные) насосы. Простейшая схема такого
насоса дана на рис. 9-3. Действительные конструкции значительно,
сложнее; они укладываются в дне основные схемы.
Первая схема — насос с внешним подводом жидкости
(рис. 9-3).
В корпусе / вращается эксцентрично расположенный массив-
ный ротор 2. В радиальных канавках, ныфрезерованных в роторе,
ходят пластинки (шиберы) 3. Внутренняя поверхность корпуса
обработана так, чти полость всасывания 4 и полость подачи 5
отделены одна от другой пластинами и замыкающими цилиндри-
270
ческими поверхностями ab и cd. Для правильной работы насоса
нужно, чтобы длины дуг ah и cd были не меньше расстояний меж-
ду концами пластинок во время нробегания их по уплотняющим
поверхностям. Вследствие наличия эксцентрицитета е при враще-
нии ротора 2 жидкость переносится из полости 4 в полость 5
и межлопастных пространствах А.
Если эксцентрицитет е будет уменьшен смещением ротора
вверх, то и в нижней части насоса возникнут межлопаточные про-
странства и часть жидкости из полости 5 будет переноситься в по-
лость 4.
При е=0 количества жидкости, переносимые из полости 5
в полость 4 и обратно, становятся одинаковыми и насос не подает
жидкость, цели же е отрицательно,
т. е. откладывается от центра корпу-
са вверх, то происходит подача из
полости 5 в полость 4.
В простейших конструкциях на-
сосов этого типа эксцентрицитет вы-
полняется постоянным. Средняя про-
изводительность t'jkcto насоса,
м3/мип,
(9-5)
где [л — площадь межлопастного
пространства при пробовании его по
замыкающей дуге ab.
Выражая /д через внутренний
радиус корпуса R, относительный
эксцентриситет е и центральный угол
|i, можно получить развернутую фор-
мулу для определения производн-
Рис. 9-4. Пластинчатый на-
сос с внутренним подводом
дельности насоса. жидкости.
Вторая схема —- насос с внутрен-
ним подводом жидкости (рис. 9-4).
Здесь имеются тс же элементы конструкции, что и в .насосе
с внешним подводом: корпус /, эксцентрично посаженный ротор 2,
рабочие пластины <3. Всасывание и подача происходят через осевое
отверстие в роторе, которое разделено неподвижной, плотно постав-
ленной перегородкой б на полости всасывания и подачи. При вра-
щении ротора в направлении, указанном стрелкой, объемы А меж-
ду пластинами увеличиваются. Благодаря этому происходит вса-
сывание жидкости по радиальным каналам из полости 4. Послед-
няя сообщена со всасывающим трубопроводом.
При пробегают объемов А по дуге bit происходит уменьшение
их и жидкость подается в полость 5, соединенную с напорным тру-
бопроводом насоса. Таким образом осуществляются внутренний
подвод и отвод жидкости.
За один оборот вала каждый объем между пластинами пода-
ет /л/ жидкости, и подачу насоса можно вычислить по фор-
муле (9-5).
Объемный коэффициент пластинчатых насосов, учитывающий
перетекание жидкости через зазоры с напорной стороны на всасы-
вающую, составляет 0,94—0,98.
Насосы двух указанных схем реверсивны и, кроме того, обра-
тимы, т. е. при подведении к насосу жидкости с некоторым началь-
271
пым давлением он будет развивать вращающий момент па
валу.
Поршневые насосы разделяются на аксиальные и радиальные.
На рис. 9-5 дана конструктивная схема аксиального насоса. В не-
подвижный корпус / плотно вставлен poiup 2, свободно вращаю-
щийся вокруг оси О—О. В теле ротора 2 выполнены цилиндриче-
ские хорошо обработанные отверстия б с осями, яараллсл'»пымп
О—О. Эти отвердлтт'я учаяютс.у г.и:1ин!1р'.гми jwoc.'a. ш <.тпод-
ров 3 снабжены скшхшыми отверстиями 7. Ротор 2 сопряжен кар-
Рис. 9-5. Конструктивная схема аксиального порш-
невого роторного насоса.
даном 5 с наклонной вращающейся шайбой 6. сидящей на валу
электродвигателя 7. Поршни 8 со лишены тягами 9 ". шарнирами,
закрепленными на плоскости шайбы 6. При вращении шайбы 6 и
соединенного с пей ротора 2 шарниры 10 и 10' бегут по окружно-
сти в плоскости ab, установленной под углом а к плоскости вра-
щения ротора 2. Благодаря этому поршни 8 движутся в цилиндрах
3, проходя вдоль оси путь 27? sin а При этом объемы, замыкаемые
поршнями в цилиндрах, непрерывно изменяются. Так, например,
если шарнир 10' поршня бежит по дуге полуокружности радиуса
R вверх, то поршень отодвигается вправо и происходит всасывание
через всасывающий штуцер 11, серповидную кашшку 12 в торце
корпуса и отверстие 4 в полость цизнвдрт. Да :iui ипаин путь шар-
нира 10' вниз по дуге, указанной пунктирной стрелкой, повлечет
за собой подачу жидкости данным цилиндром г, напорный штуцер.
Аналогично работают все цилиндры.
Средняя подача такого нчеоса может быть определена по фор-
муле
r.iP
Q —2fislna-^— алт)0 = 1,57^d*2n'f],!s'n а, (У-6)
где т]о=-0,97.
Насос аксиального типа обладает реверсивностью и, кроме того,
может работать двигателем; при подведении жидкости под дав-
лением к одному из отверстий насоса силы, действующие на порш-
ни, передаются по штокам на плоскость шайбы здесь эти силы
дают тангенциальные составляющие, обусловливающие, вращающий
моме.нт на валу шайбы
272
Конструктивная схема радиальн<к о насос.! дана на рис. 9 6.
Ритор / имеет радиально рас гоченкьн отперт пн 2, выпс>лнчиии.11>.'
назначение, цилиндров. Поршеньки о, в.'.о1Я1цие в отверстие 2, с вон
мн наружными концами упираются но внутреннюю поверхность на-
правляющего кощр.са /.
Ротор 1 распо-юлен в корпусе. / •ак<-1чн1тт,м'.чло. Внутри осскттн
расточки ротора поставлена неподвижна я разделительная нерего
редка 5. При вращении ротора ti па при г..тс-i! и и часовой > т р'-.ткн нор-
шепькп, бегущие, по дуге, (ib , о то двигаю i сч от неитра и всасываю!
Рис. 9 6. Поршпевой радиаль-
ный роторный насос.
Рис. 9-7. Способ действия вин-
тового насоса.
I — корпус насоса; 2 — винт; ,3 —
пластина, перегораживающая меж-
иитковые каналы 4.
жидкость из внутренней полости 6. Движение концов поршеньков
по дуге Ьа г.ы тиглет перемещению их к генгру и п< дачу дикости
и полость 7 и далее к напорному штуцеру, насоса.
При обозначениях, данных па рис 9-6, средняя подача насоса
щД
Q —• —^глц,— I ,57d2<-:cnT/,L, (9-71,
: де г)о=0,97.
Насос ревепсинеп и обратим. Последнее обусловлено тем . что
при подведении жидкости под давленном гл.т-т, действующая на
любой из поршней, обусловливает ско..п>желис. наружного конца
поршня по образующей. Поэтому- возникают вращение потора н
крутящий момент на его валу.
Винтовые насосы. В системах регулировашг! и сиаткм крупных
машин-двигателей находит применение винтовые насосы. Рисунок
18—! 30 273
Рис. 9-8. Винтовой насос с одним
рабочим и двумя замыкающими
червяками,
/ — рабочий черняк; 2 — замыкающие
червяки; 3—полость охлаждения; 4 —
полость всасывания; 5 — полость по-
дачи.
9-7 объясняет способ действия
таких насосов. В цилиндриче-
скую расточку корпуса 1 плот-
но вставлен винт 2. В плоской
прорези корпуса находится пла-
стина 3, зубцы которой входят
в межвитковые каналы винта
и плотно перегораживают их.
При вращении винта в
направлении, указанном стрел-
кой, жидкость, заключенная в
межвитковых каналах 4, удер-
живается от вращения зубца-
ми пластины 3 и перемещается
в осевом направлении. Таким
образом осуществляется всасы-
вание и подача.
При вращении винта пла-
стина 3 перемещается вверх и
для непрерывной работы насо-
са должна быть бесконечной.
Конструктивно это невыполни-
мо. Поэтому в конструкциях
винтовых насосов роль пласти-
ны 3 выполняют замыкающие
винты, витки которых плотно
входят в межвитковые каналы
основного (ведущего) винта,
перегораживая их.
На рис. 9-8 показан винто-
вой насос с двумя за мыкающи-
ми винтами (червяками).
Подача стандартного насо-
са такого типа выражается
формулой, л/с:
d'n
Q = 14 5(Ю ''1о1
(9-8)
где г]0=0,7-4-0,95; п — частота вращения основного червяка, об/мин;
d— диаметр червяка, см.
Из выражения (9-8) выясняются факторы, определяющие по-
дачу винтового насоса.
9-2. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ПОДАЧИ НАСОСОВ
Большинству типов роторных насосов, кроме винтовых, свой-
ственна неравномерность подачи.
Если при работе насоса подача его колеблется от Qmhh до
Омаке, то неравномерность подачи характеризуют величиной коэф-
фициента неравномерности подачи
Омаке Омни
Осредн
(9-9)
274
Значение 6 определяется конструкцией насоса.
Колебание подачи можно изобразить графически для любого
типа роторного насоса. Для этого надо воспользоваться формулой
для вычисления подачи.
Для зубчатого насоса с колесами одинаковых размеров подача
равна:
КП
Q = зб'(Л2 + —/2)/, (91(|)
где R — радиус, начальной окружности; к — высота головки зуба;
/ — расстояние от полюса зацепления до точки касания.
В теории эвольвентных зацеплений доказывается, что f зави-
сит от угла поворота а зубчатых колес.
Уравнение (9-10) в координатной системе а—Q представится
квадратичной параболой (рис. 9-9).
Пусть подача первой пары зубьев, находящихся в зацеплении,
дает изменение подачи ио ветви ab.
При а=аь происходит защемление некоторого объема жидко-
сти во впадине между зубьями и
нии Ьс. Подача, соответствующая
точке с, обеспечивается теперь
другим зубом колеса.
В связи с увеличением / при
изменении угла от аь до ас про-
исходит увеличение подачи до
Смаке- Затем ввиду уменьшения [
произойдет снижение Q и защем-
ление (отсечка) некоторого объема
в точке k и т. д. Линия подачи
представится совокупностью пара-
болических кривых, показанных
на чертеже штриховкой. График
указывает на существенные коле-
бания подачи.
Роторные насосы часто приме-
няют в таких системах, где рав-
номерность подачи и давления имеет не очень большое значение.
Для повышения равномерности подачи насосы делают с увеличен-
ным количеством зубьев, пластин или поршней и конструктивными
мерами устраняют защемление объемов жидкости но впадинах
между зубьями. Во многих случаях имеет смысл установка воздуш-
ных колпаков.
подача резко снижается по ли-
а
а е
Рис. 9-9. График подачи зуб-
чатого насоса с внешним зацеп-
лением.
9-3 МОЩНОСТЬ И к. п. Д. НАСОСА
В зависимости от подачи и напора, создаваемых роторным
насосом, мощность его определяется формулой
МрН
В роторных насосах основное значение имеют объемные потери
и потери, обусловленные механическим трением. Потери энергии,
18* 275
обусловленные трением жидкости, здесь очень незначительны и
практически >]1—-1. Следовательно,
Г]=т]о1|м. (9-12)
Внутренние объемные потери определяются типом насоса, ши-
риной зазоров, вязкостью жидкости и давлением, которое создает
насос.
[J1 и |) и и а зазоров оказывает существенное влияние на объем
жидкости, циркулирующей внутри насоса; износ элементов насоса,
связанный с увеличением зазора, понижает объемный к и. д. и
ухудшает эпертстическсю -ирфситпвпосп, насоса.
В'Ылоси, жидкости IиiiocpeacTBci11io влияет n.i гидравлическое
* onpот11i!.'ic!iiie потоков в criopux Лем больше bi.iioictb. тем мень-
ше \";i”IKH через зазоры и выше Otcioi.ii выясняется влияние
температуры жидкости па об'ьемпый коэффициент роторного на-
соса; понижается с повышением температуры жидкости. Сред-
ние значения тщ для разных типов насосов приведены в § 9-1.
Механические потери энергии, оцениваемые т)м, зависят глав-
ным образом от сил трения между движущимися поверхностями де-
талей насоса.
Основной фактор, влияющий на Т)м, — это давление, создавае-
мое насосом. Если давление повышается, но не превосходит неко-
торого предела, то цм увеличивается; это объясняется тем, что
силы трения возрастают медленнее, чем увеличивается полезная
мощность насоса При повышении давления сверх некоторого пре-
дельного значения величина давления начинает уменьшаться вслед-
ствие выдавливания жидкости с трущихся поверхностей. Такие ре-
жимы работы нежелательны ввиду значительного износа.
На г|и влияют вязкость и, следовательно, температура жидко-
сти. Чем выше вязкость, тем интенсивнее трение в тонком слое
жидкости, разделяющем движущиеся поверхности, и меньше 1]и.
При малой вязкости (высокая температура жидкости ) т]м велико.
Но при этом имеется опасность выдавливания жидкости и воз -
ннкновения сухого или полусухого трения, вызывающего износ. По-
этому для роторных насосов разных типов существует максималь-
ная температура жидкости, превышение которой в эксплуатации
недопустимо.
Механическое трение в роторных насосах проявляется в саль-
никах, подшипниках, между зубьями и винтовыми поверхностями
рабочих элементов, и пазах роторов пластинчатых насосов и т.д..
Для нормальных условий работы роторных насосов
1) «=0,85-4-0,98.
9-4. ХАРАКТЕРИСТИКИ И РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
НАСОСОВ
Для роторных насосов приняты два типа характеристик: 1) /к=
*=Л0 и 'г) N^=F(p}-. т|=ф(р).
I ни чэтсст быть Д1п для различных чисел оборота в од-
ном графике и 'щегчебаяится дня чл'съеъов-ьни я совмесгнби pfi юты
насоса и трубопровода.
Характеристики аналогичны для всех об.ьдмных насо-
сов, и поэтому кривые, данные на рис. 8-8 и 8-9 для поршневых.
276
насосов, могут рассматриваться и как характеристики роторных
насосов.
Рассмотрим характеристики типа «б» (рис. 9-10). Здесь за ар-
гумент принимается давление, создаваемое насосом; число оборотов
и вязкость жидкости считаются постоянными.
Зависимость Q=F(p) изображаемся линией, отклоняющейся
от горизонтали. Это объясняется
давления
Если 61,1 1]о оставалось при
видимость N=F(p) была бы почти
прямой линией. Но в действитель-
ности i|o¥=coi:si н зависит от ряда
факторов, указанных в предыду-
щем параграфе. При изменении р
к. и. д. существенно изменяется
и это приводит к особой форме
кривой N~F(p), отклоняющейся
от прямой линии.
На графике на рис. 9-10 от
мечено предельное давление Рпред,
превышение которого влечет за
собой работу насоса с быстрым
износом. Давление Рпрпд устанав-
ливает предел работоспособности
насоса. За этим пределом наблю-
даются быстрое снижение :.. п.
Вслнччг.ч ринел, допуска ем-л‘,1 д .ш роторного насоса , устанавли-
вается натягом пружины предохранительного клапана, перепускаю-
щего жидкость из напорной полости насоса во всасывающую. Такой
клапан является необходимой принадлежностью каждого роторного
понижением Т|о при повышении
изменении р постоянным, то за-
Рпред
Рис. 9-10. Характеристика типа
«б» (для зубчатого насоса).
и рост мощности насоса.
насоса.
Регулирование подачи роторных насосов может производиться
различными способами.
Из формул (9-3) и (9-8) следует, что для всех типов роторных
насосов подача может изменяться за счет изменения частоты вра-
щения вала насоса. Это экономичный способ регулирования, свя-
занный, однако, с применением двигателей с переменной частотой
вращения или вариаторов скорости.
Подачу зубчатых насосов можно регулировать только изме-
нением частоты вращения.
В пластинчатых насосах некоторых конструкций Q можно ре-
гулировать изменением эксцентрицитета, поскольку это влияет на
величину объема между пластинами. Это относится также к ра-
диальным поршневым насосам.
Поршневые аксиальные насосы регулируют изменение п и,
кроме того, угла а. Наличие карданного соединения ротора насоса
н шайбы (см. рис. 9-5) при установке двигателя на подвижной плат-
форме позволяет удобно изменять угол а и плавно регулиро-
вать Q
9-5. ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ И КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
Роторные насосы применяются для малых подач при относи-
тельно высоком давлении.
На рис. 9-11 дан продольный разрез зубчатого насоса, приво-
димого в движение от двигателя через эластичную муфту.
Зубчатые насосы изготовляют на давлении до 5 МПа при по-
дачах до 200 л/мин и частоте вращения до 1000 об/мин и выше.
В энергетике такие насосы применяются в системах смазки и регу-
лирования тепловых двигателей и центробежных машин большой
мощности.
Конструкция пластинчатого насоса дана на рис. 9-12. Эти
насосы создают давления до 10 МПа при подачах до 200 л/мин
и частоте вращения до 1500 об/мин.
На рис. 9-13 и 9-14 представлены разрезы аксиального и ра-
диального насосов.
Рис. 9-11. Продольный разрез зубчатого насоса.
I вал ведущего колеса; 2 ось ведомого колеса; <3 — зубчатые колеса; 4 —
станина; 5—корпус; б‘- крышка; / --регулирующие прокладки, 8 — оси стяж-
ных шпилек; 9— сальник манжетного типа; 10— крышка сальника.
Аксиальные' насосы вьпюлпчются для давлений до 10 МПа,
под.1ч до 100 л/мин; частота вращения обычно не превосходит
1000 об/мин.
Радиальные насосы создаю! давления до 20 Ml la и имеют по-
дачу до 500 л/мин. Частота вращения находится в пределах
500 -1200 об/мин.
Одна из конструкций винтового насоса дана па рис. 9-8. Дав-
ление, создаваемое такими насосами, достигает 20 МПа ... а подача
300 м3/ч. Для этих насосов характер,на высокая частота вращения
(до 8000 об/мин).
Корпуса роторных насосов низкого давления и дотонлаются
обычно из конструкционного чугуна; высокое, давление требует при-
менения стального литья. Рабочие органы насосов - роторы., зуб-
чатые колеса, пластины — выполняются из специальных сталей. При-
278
Рис. 9-12. Поперечный разрез пластинчатого на
coca.
Рис. 9-1.3. Продольный разрез осевого насоса.
279
меняют особую обработку поверхностей трения с целью новысвть
илиосос । ойкость деталей.
Достоинством всех типов роюрных nacooiii пилятся иошож-
носи. непосредственного соединения их с двигателем, что обуслов-
ливает компактность агрегата. Возможность самовсасыи.1Ш1я, при-
сущая ротационным насос/ям, является их no jo'wm*:u ыич своп -
ством.
Рис. 9-14. Поперечный разрез радиального насоса.
К недостаткам зубчатых, пластинчатых и поршневых роторных
насосов относятся ограниченность числа оборотов и некоторая не-
равномерность подачи. Винтовые насосы лишены этих недостатков
и обладают равномерностью подачи, высоким давлением, высоким
числом оборотов, бесшумностью работы, большим к. н л При оди-
наковых рабочих параметрах пинтовые, насосы цороже зубчатых
н пластинчатых -вследствие сложности изготовления внпток спе-
циального профиля.
ЧАСТЬ V
КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ
ГЛАВА ДЕСЯТАЯ
ОСНОВЫ ТЕОРИИ
10-1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ. ТИПЫ КОМПРЕССОРОВ
Определение компрессора дано в § 1-1. Назначение
компрессоров состоит в сжатии газов и перемещении их
к потребителям по трубопроводным системам.
Компрессоры, применяемые для отсасывания газа из
емкостей с вакуумом, сжимающие газ до атмосферного
или несколько большего давления, называют вакуум-
насосами.
Основным'! величинами (параметрами), характери-
зующими работу компрессора, являются объемная по-
дача Q (исчисляется обычно при условиях всасывания —
см. § 2-1), начальное р, п конечное давления или
степень повышения давления е = Р2/Рь частота враще-
ния и мощность N на валу компрессора.
Компрессоры соответственно способу действия их
можно разделить па три основные группы: объемные,
лопастные и струйные (§ 1-1).
При классификации по конструктивному признаку,
объемные компрессоры подразделяются па поршневые
и 1югорные, а лопастные—па центробежные и осевые.
Возможно разделение компрессоров на группы в зависи-
мости от рода перемещаемого газа, вида привода, на-
значения компрессора.
Ориентировочные величины основных параметров
компрессорных машин различных типов, применяемых
в промышленности, приведены в табл. 10-1 [Л. 13].
281
Tn б.вана 10-1
Тип I [азпачение Подача Q, м3/мин Степень по- вышении дав- ления е Частота вра- нения л. од мин
Поршневые Вакуум-насосы Компрессоры Вакуум-пасосы Г азодувкп Компрессоры 0—1(10 0—500 1—50 2,5—10(10 60—15(10 100—3000
Роторные 0— 100 0—500 0—500 1 —50 1 , 1 —3 3—12 250—6000 300—15 000 300—15 000
Центробеж- ные Вентиляторы Газодувки Компрессоры 0—6000 0—5000 100—4000 1 — 1,15 1,1—4 3—20 300—3000 300—3000 1500 —45 000
Осевые Вентиляторы Компрессоры 50—10 0С0 100—15 000 1 — 1,04 2—20 750—10 000 500—20 000
Каждый из этих типов может выполняться в различных
конструктивных формах (см. гл. 11 —14).
Здесь рассмотрены лишь принципиальные конструк-
тивные схемы компрессоров.
Поршневой компрессор (однопоршневой,
с одной ступенью сжатия) приведен па рис. 10-1. При
возвратно-поступательном движении поршня осуществ-
Рис. 10 1. Конструктивная схе-
ма поршневого компрессора
с одной ступенью сжатия.
Рис. 10-2. Конструктивная схема
роторного (пластинчатого) ком-
?iР' ссора
/ корпус: 2 - - ротор; 3 — пластины;
-I -всасывающий патрубок-. 5 — подаю-
щий патрубок.
282
ляются фазы процесса: расширение, всасывание, сжатие
и выталкивание. Способ действия поршневого компрес-
сора, основанный па вытеснении газа поршнем, позво-
ляет строить конструкции с малым диаметром и ходом
поршня, развивающие высокое давление при относи-
тельно малой подаче.
Роторный компрессор. На рис. 10-2 пред-
ставлен роторный компрессор пластинчатого типа. При
вращении массивного ротора 2, в продольных пазах
которого могут свободно
перемещаться стальные
пластины о, газ захваты-
вается в межлопастныс
пространства, переносит-
ся от всасывающего па-
трубка 4 к напорному
и вытесняется в трубо-
провод.
Вал роторного ком-
прессора может соеди-
няться с валом приводно-
го двигателя непосред-
ственно, без редуктора.
Это обусловливает ком-
пактность и малый вес
установки в целом.
Центробежный
компрессор. На рис.
10-3 показано устройство
Рис. 10-3. Конструктивная схема
двухступенчатого центробежного
компрессора.
двухступенчатого центробежного компрессора. Действу-
ет он аналогично центробежному насосу (см. § 3-1).
Вал центробежного компрессора соединяется с ва-
лом приводного двигателя (электродвигатель, паровая
турбина) пли непосредственно, или через механическую
передачу, повышающую частоту вращения вала комп-
рессора. Последним достигается уменьшение размеров
компрессора, снижается его масса и стоимость.
Осевой компрессор схематически изображен
па рис. 10-4. Конструкция состоит из массивного ротора
с несколькими венцами рабочих лопастей и корпуса,
несущего пенны неподвижных направляющих лопастей".
Газ всасывается в приемный патрубок и, двигаясь в осе-
вом направлении, сжимается последовательно в лопаст-
ных ступенях компрессора. Через напорный патрубок
283
Рис. 10-4. Схема осе-
iioi о компрессора (се-
мистуненчатого).
/ — рабочие лопасти:
2 — ротор компрессора;
.7 -- направляющие ло-
пасти.
вытесняется в трубопровод, ведущий к потребителям.
Привод осевых компрессоров — от электродвигателей,
паровых и газовых турбин.
10-2. ТЕРМОДИНАМИКА КОМПРЕССОРНОГО ПРОЦЕССА
Простейшая теория компрессорных машин, обладаю-
щая практически приемлемой точностью, основывается
на термодинамике идеального газа.
Напомним, что идеальным газом называют совокуп-
ность молекул газа, находящихся в состоянии беспоря-
дочного движения. При этом предполагается, что меж-
молскулярпыс силы не проявляются вследствие малого
размера молекул сравнительно с расстоянием между
ними.
Изменение объема идеального газа, обусловленное
увеличением или уменьшением давления и температуры,
происходит по причине изменения расстояний между мо-
лекулами, при сохранении размеров самих молекул.
Термодинамические процессы в идеальных газах про-
текают при постоянных значениях теплоемкостей ср и
с„ и подчиняются уравнению состояния:
p~pRT. (10-1)
Применение этого уравнения для расчета компрес-
сорных процессов дает ошибку тем большую, чем ниже
температура газа и выше его давление.
Так, применение (10-1) к сухому воздуху (реальный
газ) в области температур 293 -373 К и давлений 0—
5 МПа дает погрешность около 1% [Л. 32].
284
Расчет компрессоров для воздуха с конечным давле-
нием до 10 МПа 100 кгс/см-) по уравнениям термо-
динамики идеального газа приводит к погрешности око-
ло 2%, что для инженерного расчета допустимо.
При конечном давлении воздушного компрессорного
процесса более 10 МПа следует пользоваться уравне-
нием состояния реального газа
p^zpRT, (10-2)
где z — коэффициент сжимаемости. Опытные значения
(•io н зависимости от безразмерных величии р/р)!р и
Т1'ГЩ} приведены в [Л. 39].
Основные уравнения. Совместное использование пер-
вого закона термодинамики и уравнения состояния иде-
ального газа приводит к следующим уравнениям про-
цессов сжатия и расширения, проходящих в компрес-
сорах:
политропический процесс -=consi, (10 3)
pvn-..cons!; |
адиабатический процесс •- const; I ("10 4)
puk ---. const; )
изотермический процесс Л- - const, j (10 5)
pv- const. .1
Политропический процесс является общим видом
термодинамического процесса и протекает в компрес-
сорах в зависимости от внешних и внутренних условий
с показателем п= 1,15-:-1,8.
Адиабатическим называют процесс без теплообмена
с внешней средой-, в гаком процессе, возможно внутрен-
нее образование, теплоты за счет рабо>ы газового тре-
ния п вихреобразованпя. Строго а тиаб.-ггичеекий процесс
в компрессорах получи: г ш.‘лыя вслед.сiвне невозмож-
ности полной тепловой изоляции газового потока от
окружающей среды.
Кроме процессов (10-3)-- (10-5) в теории компрес-
соров рассматривают процесс изоэнтропический, харак-
теризующийся постоянством энтропии в результате от-
28В
сутствия теплообмена с окружающей средой и внутрен-
него тепловыделения, обусловленного газовым трением
в потоке. В реальных компрессорах, очевидно, изоэнтро-
пический процесс невозможен.
Диаграммы ST и pv. Указанные процессы удобно
изображать графически в координатах ST (энтропия —
абсолютная температура), рис. 10-5.
Здесь представлены основные виды компрессорных
процессов:
политропический лг</г, свойственный компрессорам
с интенсивным водяным охлаждением; (рис. 10-5,а)
политропический п>/г, типичный для лопастных
(центробежных и осевых) компрессоров; (рис. 10-5,6).
изоэнтропический с S = const; (рис. 10-5,в)
изотермический с Т= const; (рис. 10-5,г).
Процессы на рис. 10-5,б и г в компрессорах не осуще-
ствимы, первый — потому что образование теплоты за
Рис. 10-5. ST-диаграммы компрессорных процессов, описываемых
формулами (10-3) — (10-5).
286
счет внутреннего газового трения проявляется весьма
существенно, второй — по причине невозможности вы-
полнить конструкцию охлаждающей системы компрес-
сора так, чтобы она обеспечивала сжатие газа при по-
стоянной температуре.
Как будет показано ниже., два последних процесса
используются для оценки энергетической эффективно-
сти компрессоров.
Отметим свойства термодинамических диаграмм
компрессорных процессов, показанных на рис. 10-5.
Процесс сжатия во всех случаях представляется ли-
ниями 1-2. В общих случаях на рис. 10-5,а и б сжатие
(повышение давления) сопровождается изменением
энтропии и повышением температуры газа. При этом
увеличивается энтальпия газа.
В политропическом компрессорном процессе при
n<k линия 1-2 представляет собой процесс сжатия, про-
текающий в рабочей полости (цилиндре, каналах колеса
и корпуса) компрессоров; линия 2-3— процесс изобар-
ного охлаждения сжатого газа, уходящего из компрес-
сора. Этот процесс протекает в охладителе компрессора
и трубопроводной сети.
Соответственно закону сохранения энергии работа,
затрачиваемая компрессором на сжатие и выталкива-
ние газа (без учета механических потерь), представ-
ляется суммой теплот, отводимых от газа в процессах
сжатия и изобарного охлаждения.
Воспользуемся основным определением энтропии
в элементарном тепловом процессе
dS=^-.
Для процессов 1-2 и 2-3-.
2 3
т <13-,
/ 2
Подынтегральные произведения являются элементар-
ными площадями процессов сжатия и охлаждения, изо-
браженных в ST-диаграммс.
Следовательно, количество энергии в тепловых еди-
ницах, подводимое к газу для осуществления компрес-
287
сорного процесса, представляется суммой площадей
диаграммы 1-2-5-b п 2-3-4-5.
При сжатии газа по политропе с показателем n>k
(рис. 10-5), что характерно для компрессоров с воздуш-
ным или неинтенсивным водяным охлаждением, пло-
щадь 1-2 6-5 под поли тропой 1-2 проп.еееа сжатия пред-
ставляет собой количество тепловой энергии, образую-
Рис. 10 6. ри-диагт’аммы ком-
прессорных процессов, описы-
ваемых ||)О|)муламн (10-3) —
(1'3-5).
щейся в потоке вследствие
газового трения и вихреоб-
разоваппя.
Энергия, подводимая к
компрессору, расходуется на
проведение компрессорного
процесса (сжатие и протал-
кивание) и работу газового
трения в проточной поло-
сти. Работа компрессорного
процесса представляется
площадью 1-2-3-4-5. Оюдо-
вательно, полная энергия.
расходуемая компрессором
(без энергии, идущей па по-
крытие механических и объ-
емных потерь), выражается
площадью 2-11-4-6.
Если бы процесс компрессора протекал по изоэнтро-
пе 1-2', то полная затрата энергии была равна площади
1-2'-11-4-5, т. с. была бы меньше па величину и,пощади
!-2'-2-6-5. Следовательно, увеличение энергии, расходуе-
мой компрессором, при переходе от изоэнтроипого про-
цесса к реальному политропному с «>/? сопровождается
увелпчешг'м потребления энергии, равным площади
2' 2-6-5-1. Очевидно, площадь 1-2'-2 представляет со-
бой энергию, затрачиваемую дополнительно на сжа-
тие н проталкивание объема, появляющегося в ре-
зультате нагрева газа в процессе трепня и видообразо-
вания.
Изложенные соображения применимы и к рассмотре-
нию ЗГ-диаграмм изоэнтроипого и изотермического про-
цессов (рис. Ю-5,л и а).
Наименьшее количество энергии затрачивается
в компрессорном процессе с изотермическим сжатием
(рис. 10-5,г|. Эта энергия представляется площадью
I-2-4-5.
28»
В некоторых случаях удобно изображать компрес-
сорные процессы на ри-диаграмме (рис. 10-6). Здесь
сплошной линией 1-2 показан процесс при политропном
сжатии с n<k, протекающий в проточной полости ком
прессора. Процесс охлаждения 2-3 теоретически прохо-
дит по изобаре p2 = const, в действительных условиях
несколько отклоняется от изобары.
Изотермическое сжатие изображается пунктирной
линией 1-2", пзоэнтропное—1-2', адиабатное при n~>k —
линией 1-2"'.
Уравнение энергии компрессорных процессов. Энер-
гия L, затрачиваемая в компрессорном процессе при
сжатии п выталкивании иа один килограмм массы газа,
выражается площадью ^-диаграммы, ограниченной изо-
барами начального Pi и конечного р2 давлений, полп-
тропой сжатия и осью ординат (рис. 10-6).
Для процесса с n<k
)
1- - - f pdv -\ Р-Р, - /'Д’,-
Из уравнения политропического сжатия pvn ^p\Vn\
имеем p=p[vn]/vn и, следовательно,
2
I
После интегрирования и алгебраических преобразо-
вании получается
"л!
(A/А)
/ п
L п^т
(10-6)
Связь между давлениями и температурами в поли-
тропных процессах определяется соотношением
I (оэтому
ИО-8)
Присоединим к формуле (10-8) уравнение состояния,
записанное для начальных параметров p\V[ — RTi.
19—139 289
Тогда
L = -Д-fl (Г2 - 7\). (10-9)
Уравнения политропического и изоэнтропического
процессов (10-3) и (10-4) совершенно идентичны и раз-
нятся только значением показателей. Поэтому для изо-
энтропического компрессорного процесса можно запи-
сать следующие соотношения:
*.-Г=Т А».[(^)'г- 4 110-И»
k-A
(Ъь \ к . но-11)
Р, 1 т, ' ’
(10-131
Последнее с помощью известных соотношений
R=cp—с„ и k — Cplcv легко преобразуется в уравнение
(10-14)
выражающее работу изоэнтропического компрессорного
процесса через начальную и конечную энтальпии сжи-
маемого газа.
Для изотермического компрессорного процесса pv=
= p>Vi = p2v2 из рп-диаграммы имеем:
2 '2
Lm = — f Р dv + р2п2 - p,v, = -- f р dv.
i 1
Имея в виду, что p—ppjv, получаем:
Л>з - f РЛ ‘^р-.
I
и пи
Ле. (10-15)
Приведенные соотношения (10-6) — (10-15) позволяют
определять затраты энергии на проведение компрессор-
ного процесса, но не дают открытого ответа на вопрос
о распределении израсходованной энергии на изменение
отдельных параметров процесса.
290
Последнее может быть выполнено использованием
условия сохранения энергии: энергия, расходуемая
в компрессорном процессе, идет на изменение энтальпии
и кинетической энергии газа и покрытие потерь в окру-
жающую среду.
Это условие можно записать в самом общем виде как
уравнение баланса энергии компрессорного процесса
М ф(10-16)
или
— / () i- ±q. (10-17)
В теории и расчетах компрессорных процессов при-
нято использовать параметры торможения. Напомним
сущность этого понятия.
Если изоэнтропический газовый поток с температу-
рой Т н скоростью с полностью затормаживается, то его
кинетическая энергия превращается в теплоту и темпе-
ратура газа повышается до 7’*, называемой темпе-
ратурой тор мо ж е и п я. Очевидно, соотношение
баланса энергии
7'-. 7 L 71. (Ю-18)
Следовательно, в соответствии с (10-17) удельная
энергия изоэнтропического процесса может быть выра-
жена через температуры торможения
/. - . г,, (Г С, 7’!л) .
(10-19)
Давления и температуры в изоэнтропических про-
цессах связаны соотношением (10-11). Поэтому пара-
метр — давление тор мо же н и я может быть
определен из этого уравнения
Мощность компрессора
1000вдм
(10-20)
(10-21)
19
291
где р, кг/’м:! плотность газа, поступающего в компрес-
сор, Q, м3/с объемная производительность компрессо-
ра; L, Дж/кг — удельная энергия компрессорного про-
цесса; Цо объемный коэффициент, учитывающий по-
тери объема газа вследствие перетекания через зазоры
уплотнений компрессора; цм — механический к. п.д.
компрессора, учитывающий расход энергии па преодоле-
ние механического трения и привод вспомогательных
механизмов (масляных насосов, вентиляторов и насосов
системы охлаждения, если они приводятся от вала
компрессора).
Числовые значения ц0 и цм для компрессоров раз-
личных типов приведены в соответственных разделах
книги.
Особенностью объемных компрессоров (поршневых и
некоторых типов роторных) является периодичность их
рабочего процесса, обусловленная периодическим дви-
жением их рабочих тел (поршней). В рабочем процессе
этих компрессоров следует выделить особую часть —
политропическое расширение газа от конечного до на-
чального давления, предшествующее всасыванию газа
в замкнутое рабочее пространство компрессора. Рас-
ширение газа обусловливает возврат' части энергии, из-
расходованной на сжатие и выталкивание, обратно на
вал компрессора.
Количественная оценка этого явления рассматривает-
ся в гл. 13.
10-3. КОЭФФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
КОМПРЕССОРОВ
.Эффективность компрессоров нельзя оценивать зна-
чением обычного энергетического к. п.д., представляю-
щего собой отношение энергии, приобретаемой газом,
к энергии, затрачиваемой на проведение компрессор-
ного процесса. Выясним правильность этого утверж-
дения.
По (10-17) при условии <?2 удельная энергия,
приобретаемая газом в компрессорном процессе L—q —
= Ср(Т<2 Т[), где q - количество теплоты, уходящее
в окружающее пространство вследствие охлаждения
компрессора.
292
следовательно, энергетический к.п.д. компрессорно-
го процесса
т._ '”(У 2-Ч (10-22)
с,,(7-2- ПН'
Применяя полученное выра/кение к изотермическому
компрессорному процессу с Ti = T2 (см. рис. 10-5), по-
лучаем iq = 0.
Однако ранее было доказано, что из всех возможных
чинов компрессорных процессов наименьшей’ затраты
энергии требует изотермический процесс, являющийся
самым выгодным по затратам энергии. При оценке ио
(Ю-22) изотермический компрессорный процесс крайне
невыгоден, потому что г] —0.
В чем причина этого парадокса?
При изотермическом компрессорном процессе
6’р(^2—7’|)=0 и, следовательно, энтальпия газа как
мера его энергии остается постоянной. Однако при со-
хранении величины энтальпии компрессорный процесс
переводит газ на новый потенциальный уровень, соот-
ветствующий более высокому давлению р2, и тем предо-
ставляет газу возможность совершить работу при рас-
ширении до начального давления.
Следовательно, оценивать величину энергии, получае-
мой газом в компрессорном процессе, изменением его
энтальпии не имеет смысла, потому что при сохранении
постоянства энтальпии способность газа производить
работу возрастает.
Отсюда вытекает недопустимость оценки совершен-
ства компрессора значением энергетического к. п.д.
Совершенство компрессорного процесса оценивают
при помощи относительных термодинамических к. п. д.—
изотермического г|и.? и изоэнтропического г|а-
Если действительный политропный процесс протекает
в компрессоре с показателем п при удельной энергии L,
то изотермический и нзоэнтропный к. п.д. будут:
Т’- (Ю-23)
4. '? (10-24)
Здесь Lu:, и Л,, — удельные энергии изотермического
и изоэнтронного процессов, определяемые формулами
(10-13) и (10-15).
293
Изотермический к.п.д. гр,., применяю! зля оценки
компрессоров с интенсивно дииствл iohiiim водяным
охлаждением (поршневых и роторных). Для этих ком-
прессоров изотермический процесс, обладающий наи-
меньшей удельной энергией, является эталонным.
Компрессоры с нелнтенспиным !юздуп1вым охлажде-
нием (центробежные и осевые) оцениваются при помощи
изоэнтропного к.п.д. р.|. Это объясняется тем, что для
компрессоров этого типа изоэптронный процесс является
эталонным, наиболее совершенным.
Числовые значения т]и-, и >Т> для компрессоров раз-
личных типов приведены в гл. 1 1 13.
Установим основные, важные в расчетной практике
соотношения, связывающие относительный’ нзоэитроп-
ный к.п.д. с термодинамическими пара метрами тормо-
жения процесса.
Из формул (10-1) п (10-10) следует:
Действительный процесс является политропным, и
для него формулу (10-17) можно записать в параметрах
торможения при условии q----1) так:
с,,(/ 7 ? •
Из этих соотношений следует:
Формула для расчета относительного изотермическо-
го к.п.д. для оценки объемных одноступенчатых ком-
прессоров с интенсивным охлаждением получается из
(10-15) и (10-23):
/ . • ' Н’- ’
С;,----------------------- Q
Расчет с использованием параметров торможения
здесь не имеет смысла, потому что в начале и конце
процесса сжатия скорости газового потока незначи-
тельны.
294
10-4. ОХЛАЖДЕНИЕ. СТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ
Рис. 10 7. Обтай схема ком-
прессора со ступенчатым сжа-
тием.
/ — охладители I и II ступеней:
2 — конечный охладитель; 3, 4, 5 —
соответственно I, II и III ступеней.
Давления, создаваемые компрессорами, работающи-
ми в технологических схемах производств, достигают
больших величин. Однако получение высокого давления
в одной ступени компрессора (в одном компрессорном
процессе) невозможно.
Причиной этого в объемных компрессорах (поршне-
вых и роторных) является чрезмерное повышение тем-
пературы в конце сжатия, обусловленное невозможно-
стью создания конструкции компрессора с достаточно
интенсивным отводом тепла от сжимаемого газа. В ком-
прессорах лопастных (центробежных и осевых) причина
кроется в недопустимости
таких скоростей рабочих ло-
пастей, выполненных из ма-
териала с определенной
прочностью, которые обеспе-
чили бы требуемое высокое
давление при достаточно
высоком к. п. д. процесса.
Из указанного следует,
во-первых, применять воз-
можно более интенсивное
охлаждение газа в процессе
сжатия его и, во-вторых,
производить сжатие в после-
довательно соединенных
ступенях, осуществляя понижение температуры газа
в охладителях, включенных в поток между ступенями.
Общая схема компрессора со ступенчатым сжатием
представлена на рис. 10-7.
Применение ступенчатого сжатия с охлаждением га-
за в охладителях между ступенями дзет большую эко-
номию в энергии, расходуемой на привод компрессора
Это отчетливо видно из ST- и ро-диаграмм двухступен-
чатого компрессора (рис. 10-8).
Если сжатие производить в одной ступени, то линия
сжатия изобразится политропой !'-2 с показателем п>А.
При сжатии для того же интервала давлений в двух
ступенях процесс изобразится ломаной линией 1'-2'-1"-2",
состоящей из двух политроп 1'-2' и 1"-2" и изобары
представляющей собой охлаждение в промежуточ-
ном охладителе при давлении pnp=const. В обеих диа-
295
граммах экономия энергии от сжатия в дьух ступенях
с промежуточным охлаждсиш и г.iaj;;iт<t.. i.'. заштрихо-
ванными площадками 1" ~2'-2-2”.
В современных компрессорах применяют следующие
системы:
а) охлаждение компрессора подачей воды в специ-
ально выполненные полости в отливке корпуса (внутрен-
нее охлаждение). Этот способ существенно улучшает
Рис. 10-8. ST- п ро-диаграмлп- двухступенчатого компрессора.
/'-2' -- политропное сжатие в первой ступени; 2'-/" — изобарное охлаждение
в промежуточном охладителе,- /"-2" — сжатие до конечного .плз. лонж во
второй ступени. Площадь .экоп'"1 гч -щ(г:'.г. »•: црнмсвепнп двух-
ступенчатого СЖаТЛЯ С lipuMcHiy'HJ'llib'M o' I'K'x/U’iillCM .
условия смазки поршневых компрессоров. Добиться этим
способом существен,ион экономии энергии, приближая
процесс сжатия к изотермическому, не удается. Причина
этого — затрудненные условия теплообмена между пото-
ками газа и охлаждающей водой;
б) охлаждение газа в охладителях, устанавливаемых
между отдельными ступенями (выносное охлаждение).
При этом способе охлаждения, используя трубчатые
охладители с большой поверхностью, можно получить
существенную экономию в расходе энергии.
В центробежных компрессорах охладители распола-
гают обычно между группами ступеней, получая, таким
образом,, более простую конструкцию установки. Изве-
стны уникальные конструкции компрессоров с охладите-
лями после каждой центробежной ступени. Такие ком-
прессоры называют изотермическими. Они экономичны
в эксплуатации, но конструктивно сложны п стоимость
их велика;
296
nJ комбинированное (внутреннее и выносное) охлаж-
дение. Этот способ наиболее эффективен и широко при-
меняется, несмотря на конструктивное усложнение и
увеличение стоимости установки;
г) охлаждение (внутреннее) впрыском охлаждающей
воды в поток газа перед первой ступенью компрессора.
При этом способе тепло газа частично расходуется на
испарение охлаждающей воды и температура конца сжа-
тия существенно понижается. Недостатком способа явля-
ется увлажнение газа, что во многих случаях недопу-
стимо.
10-5. КОЛИЧЕСТВО СТУПЕНЕЙ. ПРОМЕЖУТОЧНОЕ
ДАВЛЕНИЕ
Самым выгодным компрессорным процессом, обуслов-
ливающим наименьший расход энергии на привод, явля-
ется изотермический процесс (см. рис. 10-5).
По указанным ранее причинам такой процесс прак-
тически неосуществим. Приближение к изотермическо-
му процессу при заданном общем повышении давления
компрессора возможно путем увеличения количества
ступеней компрессора и, следовательно, уменьшения пе-
репада давлений одной ступени. При этом уменьшается
мощность привода, во усложняется конструкция ком-
прессорной установка и увеличивается ее стоимость.
В компрессоростроеиио выработаны нормативы по
определению необходимого числа ступеней; для поршне-
вых н роторных компрессоров--в зависимости от тем-
пературы вспышки паров смазочного масла, для ло-
пастных - в .Х1В11СИМ0СТИ от допустимых, по условиям
прочности, окружных скоростей концов лопастей и ми-
нимума потерь энергии в проточной полости машины.
Здесь рассмотрим вопрос о распределении работы по
ступеням компрессора и вычислении промежуточного
давления.
Из термодинамических диаграмм ступенчатого сжа-
тия видно, что промежуточное давление влияет на рас-
пределение затрат энергии между ступенями компрес-
сора.
Если полная степень повышения давления компрессо-
ра р-к-р, ipi н число ступеней z заданы, то минимум за-
траты энергии достигается при вполне определенном со-
отношении энергий отдельных ступеней.
297
Определение условий минимума энергии, затрачивае-
мой в компрессорном процессе, может быть произведе-
но с помощью известного математического метода оты-
скания минимума функции.
Если пренебречь незначительными газовыми сопро-
тивлениями охладителей и полагать, что относительные
термодинамические к. п. д. ступеней сжатия одинаковы,
то можно, пользуясь указанным приемом, обнаружить,
что минимум затраты энергии обеспечивается равенст-
вом энергий отдельных ступеней процесса
L, = = 4>
где L — полная энергия; z— количество ступеней ком-
прессора.
Полагая, что охлаждение в промежуточных охлади-
телях проводится до начальной температуры компрес-
сорного процесса и показатели политроп сжатия в от-
дельных ступенях одинаковы, можем записать:
Т' ~Т" —Г'" =- •
^2 — (Pi ')~
7-, V ) ’
где rt=const для всех ступеней.
Следовательно, для отдельных ступеней
п—1 л—1 п— ]
1 !оэтому
8j = е8 = 8f—... = 8, (10-28)
где е — степень повышения давления одной ступени.
Минимум затраты энергии в ступенчатом компрессор-
ном процессе имеет место при равенстве степеней повы-
шения давления во всех ступенях.
Очевидны соотношения:
P\ = sPr |
Р"^~ *Р'г ' (
^Pv
OG-29)
/4= 6 Pv
298
Отсюда сае,wr, что оптимальная степень повышения
давления ступени компрессора
е=^^.-^Тк, (10-30)
где Ph - конечное давление (за последней ступенью ком-
прессора); Si.- степень повышения давления компрессо-
ра в целом.
При определенной степени повышения давления сту-
пени промежуточные давления определяются формула-
ми (10-29).
В практике компрсссоростроспия обычно отступают
от принципа равномерного распределения затраты энер-
гии ио степеням и относят па степени высокого давления
несколько меньшие степени повышения давления.
В лопастных компрессорах ступень сжатия состоит
из совокупности венцов рабочих и направляющих лопа-
стей и количество ступеней может быть большим (до
40). В этом случае ступени разбивают па группы ( сек-
ции) и холодильники ставят между секциями. В преде-
лах группы ступеней охлаждение только внутреннее.
В объемных компрессорах ступень давления состоит
из замкнутого герметичного корпуса, в котором переме-
щается рабочее тело (поршень, двигающийся в цилин-
дре в случае поршневого компрессора), и камер всасы-
вания и нагнетания.
Количество ступеней современных компрессоров раз-
личных конструкций указано в гл. II—13.
10-6. СВЕРХЗВУКОВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Лопастные компрессоры в зависимости от скорости
газа в межлопастпых каналах подразделяются на дозву-
ковые. звуковые п сверхзвуковые. В основе такой клас-
сификации лежит число (критерий) Маха- Nl—rja,
где с — средняя скорость потока в характерном сечении,
я —скорость звука, соответствующая физическим пара-
метрам газа г этом соченпи. Теоретически, если
'.О Г|<3. -rotlllpi'crop 'I >ЗИуКО.ВП|Г;
С > , W it I — компрессор .-fHVKOBOlf;
<Г>г. то М>1 — i nvinprecop сверхзвуковой’.
В качестве >щраi.терны.г .’.’гачеинн М принимают
и оценивающие приближение пото-
299
ка к звуковому на входе в решетку рабочих и направ-
ляющих лопастей.
Для решеток лопастей вследствие неравномерности
скоростного поля на входе выделяют особое значение
числа Маха, называемое критическим — Мкр, при кото-
ром в какой-либо точке входного сечения возникает ме-
стная скорость, равная скорости звука. Для современ-
ных дозвуковых решеток лопастей Л4кр==0,75.
При достижении в потоке на входе в решетку М.,ф
возникают газодинамические явления в виде местных
уплотнений — скачков давления, изменяющих весь ха-
рактер движения газа.
Теоретические исследования и многочисленные опы-
ты с моделями и натурными конструкциями показыва-
ют, что потери энергии в ступенях компре.ссоров зависят
от чисел Ре и М.
Влияние Ре на потери энергии в компрессорных сту-
пенях наблюдается только при низких скоростях газа
в режимах малой подачи.
При высоких Ре поток в ступени является автомо-
дельным и влияния Re те наблюдается.
Если в решетке лопастей М<М1ф, то потери энергии
в решетке от числа М не зависят. При М'.-М,ф потери
энергии существенно зависят от М.
В случае, когда в узком сеченн.: межлопастпых ка-
налов число ЛА достигает некоторого (максимального зна-
чения Л!-.,,,,..,., соответствующего скорости звука, потери
становятся близкими к напору, развиваемому решеткой,
полезный напор ступени резко уменьшается, к. и. д. па-
дает.
При использовании для сверхзвуковых компрессоров
обычных профилей с утолщенной и скругленной перед-
ней кромкой, к. п. д. машины оказывается очень низким
Это объясняется возникновением скачков дав пения близ
входных кромок и срывом потока с ПИХ.
Профили лопастей звуковых и сверхзвуковых ком
прессоров выполняются с острыми входными кромками,
и поверхности лопастей имеют ступени в зоне скачков
давлений.
Подача и степень повышения .давления дозвуковых
воздушных компрессоров ограничены степенью повыше-
ния давления одной ступени, нс превышающей в пентил
бежпых конструкциях е.--2,в осевых е-—4 ?>5 .Поэтому
при значительных степенях повышения давления довоу-
300
<овых компрессоров в целом они получают большое ко-
личество ступеней и габариты их велики; к. и. д. дозву-
ковых компрессоров выше, чем звуковых и сверхзву-
ковых.
Стационарные компрессоры, в которых размеры и
масса не являются решающими факторами, обычно вы-
полняются дозвуковыми.
В сверхзвуковых компрессорах достигнут!,! более вы-
сокие, чем в дозвуковых, степени повышения давления
г—3.5 и выше.
Сверхзвуковые компрессоры малогабаритны, и масса
их относительно мала. Недостатками их являются пони-
женный к. и. л. и высокий шумовой уровень.
Скорости газов в каналах сверхзвуковых компрессо-
ров достигают 700 м/с.
Сверхзвуковые компрессоры применяются в основном
в транспортных установках.
10-7. ХАРАКТЕРИСТИКИ ЛОПАСТНЫХ КОМПРЕССОРНЫХ
МАШИН. ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК
Характеристиками лопастной компрессорной машины
называют графически изображенные зависимости между
подачей и основными параметрами — конечным давлени-
ем (или степенью повышения давления в—мощ-
ностью па валу, внутренним (политропным или изотер-
мическим) к. и. д. при определенных свойствах газа и
заданной частоте вращения.
Аргументом, как правило считают подачу машины
при условиях всасывания.
Характеристики получают испытанием на стенде за-
вода-изготовителя при нескольких постоянных частотах
вращения: испытанно ведут на воздухе.
Характеристики изображают обычно в одном графике
для нескольких частот вращения с обязательным ука-
занием начальных температуры и давления и названия
перемещаемого газа.
В соответствии с требованиями производства ком-
прессор может работать при частоте вращения, отли-
чающейся от частоты при стендовом испытании. Кроме
того, в производственных условиях компрессоры работа-
ют с параметрами всасывания, отличающимися от пара-
метров на стенде, п могут служить для подачи газов
3.01
с физическими свойствами, существенно отличающимися
от свойств воздуха.
Поэтому компрессорная машина в производственных
условиях будет работать иначе, чем на стенде, и харак-
теристики ее будут другими.
Отсюда возникает задача пересчета стендовых харак-
теристик на новую частоту вращения, па другие, условия
всасывания и иные физические параметры газа. Точных
методов пересчета характеристик с учетом всех влияю-
щих факторов не существует.
Применительно к объему настоящего курса ограни-
чимся рассмотрением приближенного способа пересчета,
основанного на следующих допущениях:
1. Вследствие больших скоростей газа в проточной
полости KOiMnpeccona значения Ре высоки и режимы дви-
жения лежат в области автомодельности.
2. Число Маха существенно ниже критического, и
влияние его при переходе от одного режима к другому
не проявляется.
3. Параллелограммы скоростей при разных режимах
остаются геометрически подобными (сохраняется кине-
матическое подобие).
4. К. п. д. компрессора в подобных режимах остаются
постоянными.
5. Охлаждение компрессора неинтенсивное, и процесс
сжатия близок к изоэнтропному.
а) Пересчет при изменении частоты вра-
щения. Заданы характеристики компрессора при ча-
стоте вращения п„. об/мин.
Требуется перестроить характеристики па новую ча-
стоту пь, большую или меньшую п„, при неизменных со-
ставе газа и начальных параметрах.
Объемная подача компрессора определяется по урав-
нению неразрывности значением абсолютной скорости
(радиальной в центробежных машинных и осевой в осе-
вых), которая по условию кинематического подобия про-
порциональна окружной скорости и, следовательно, ча-
стоте вращения.
Поэтому при небольших степенях сжатия для пере-
счета подачи можно пользоваться обычной формулой
пропорциональности
0/,-Q
(10-31)
303
Пересчет подачи по (10-31) дает тем большую не-
точность, чем выше степень повышения давления.
Из уравнения энергетического баланса компрессор-
ного процесса, связывающего механическую энергию,
подводимую к лопаткам, с энергией газового потока ком-
прессора (см. § 3-15), следует, что в изоэнтропном про-
цессе с? I ) ~ п2, где п — частота вращения вала
компрессора.
Поэтому для двух частот вращения, заданной па И
назначенной для пересчета «д, может быть принята еле-
дующая пропорциональность:
/г-1
(10-32)
Следовательно, степень повышения давления при ча-
стоте вращения /и,
(10-33)
Для воздушных компрессоров формула (10-33) при-
ближенно записывается
£;i 1}]* (10‘34)
По рассчитанным для разных подач значениям еь
вычисляются давления рь—Pi^b и строится характери-
стика для режима Ь.
При допущениях, указанных ранее, и имея в виду,
что мощность компрессора пропорциональна плотности
газа, пересчет мощности можно вести по приближенной
формуле
(10-35)
б) Пересчет при изменении физических
свойств газа. Физические свойства газа примени-
тельно к рассматриваемой задаче характеризуются ве-
личинами R, k—Cplcv, v.
303
Даны характеристики компрессора при начальных
температуре 7’Ja и давлении pia и работе с частотой вра-
щения па на газе с константами Ra, ka, va. Требуется
пересчитать .характеристики для работы компрессора
при неизменной частоте вращения, но па газе с констан-
тами Rb, къ, Vb и при начальных параметрах Ль и pib-
Наиболее часто встречаются случаи работы компрес-
соров на двухатомных газах. Поэтому полагаем А.',г
Л-л ..1,41.
В зияние вязкостного критерии Re исключено услови-
ем автомодельности, (см. § 3-11, п. «б»), и поэтому
влияние вязкости при пересчете можно не учитывать.
Условие подобия (см. § 3-11,п. «д») дает постоянство
коэффициента подачи. Поэтому Cia/uia=Cu>/u», или
Cia===^ib‘
01 сюда следует, что QiCia=Qi<'ib или Qia=Qu>-
,; '.иеисппя газовых констант и начальной температу-
ры не влияют на объемную производительность компрес-
сора.
Полагая удельную энергию изоэнтропного компрес-
сорного процесса не зависящей от начальных условий,
можно записать равенство (по 10-10)
f\rta - 1). r, - 1).
Отсюда следует:
' к—1 \1 *
‘ Ке? - J | ’ (Ю-36)
L л/г и I
: УПрОЩСННОЙ форме 1фИ Л==1,41,
')Г • (13-37)
Выбирая па заданной характеристике при произволь-
ных значениях Qa величины р(1 и определяя са—ро/Р1аПО
(10-37), рассчитываем вепичипы е;,—рь/Pin, откуда бу-
дем иметь рь=еьР1ь. По полученным значениям рь стро-
ится искомая характеристика давления.
Пересчет характеристики мощности проводится ана-
логично указанному в п. «а».
304
10 8. ОСОБЕННОСТИ РЕГУЛИРОВАНИЯ ЛОПАСТНЫХ
КОМПРЕССОРОВ
В зависимости от вида потребителей сжатого воздуха
компрессорные установки разделяют на две основных
группы:
1. Потребители требуют подачи постоянного количе-
ства воздуха при переменном давлении (доменные печи,
вагранки, специальные аппараты химической техноло-
гии).
2. Потребители требуют подачи воздуха с постоянным
давлением при изменяющейся подаче (пневматический
инструмент, отбойные молотки, пневматический привод,
вибраторы различных ти-
пов) .
В первом случае из-
менение режима работы
компрессора называют
регулированием на посто-
янную подачу, во вто-
ром—на постоянное дав-
ление.
Рассмотрим характе-
ристику е=/(Л1) компрес-
сора совместно с характе-
ристикой сети (рис. 10-9).
Последняя в случае воз-
душных сетей высокого
давления довольно по-
лога.
Пусть нормальный ре-
жим установки определя-
ется точкой при частоте
вращения п:п3.<н<п4.
Если требуется поддерживать подачу Л1=юопз1, то
рабочие точки режимов должны располагаться на линии
АВ, параллельной оси ординат.
Повышение пли понижение степени сжатия при M~-
—const обусловливается потребителем и может быть до-
стигнуто только изменением частоты вращения вала ком-
прессора. При этом следует иметь в виду, что точка В
определяет предельное значение степени сжатия еМакс-
Выход за точку В, лежащую на границе помпажа, не
допустим. Поэтому лопастные компрессоры, регулируе-
те-130 305
кг/с
Рис. 10-9. График регулирования
компртоюра диумя способами.
1. На Л1—const; 2. На в—const.
мне изменением числа оборотов па постоянную иодачу,
должны снабжаться предохранительными клана нгг-ьч,
отрегулированными на коночное давление р|: ••• б ,9т у (
Это дает гарантию избежания помпажных режимов
Если к компрессору предъявляется требование под-
держания постоянной степени повышения лавлепня
--const при переменной подаче, го возможные режимные
точки должны располагаться на линии С/'.
Точка С определяет предельное, минимальное значе-
ние подачи по условиям помпажа. В этом случае ком-
прессор должен быть снабжен автоматическим антипом-
пажным устройством, датчиком в котором является ди-
намический импульс с2/2 или давление всасывания,
зависящее от подачи компрессора. При регулировании на
e=const различные режимы могут достигаться, как вид-
но из графика, изменением частоты вращения вала ком-
прессора. Если приводным двигателем компрессора
является паровая или газовая турбина, то изменение
частоты вращения достигается без затруднений регули-
рованием турбины. В случае электропривода компрессе
ра необходимо применение специальных типов двигате-
лей с регулируемой частотой вращения.
Из графика (рис. 10-9) видно, что при любюм способе
регулирования изменение частоты вращения приводит
к уменьшению адиабатного к. п. д., т. е. к ухудшению
использования энергии, подводимой па вал компрессора.
Только в области частот вращения от п до «4 имеет ме-
сто незначительное повышение г]а при регулировании на
постоянную подачу.
Уменьшение к. п. д. является существенным недостат-
ком способа регулирования компрессора изменением ча-
стоты вращения.
Дроссельное регулирование при п—const является
доступным во всех случаях п очень простым способом
регулирования.
Однако при заданных п и характеристике сети этим
способом возможно регулирование только на уменьше-
ние подачи. В этом можно убедиться, анализируя гра-
фик регулирования.
Регулирование можно проводить дросселем на на-
порном и всасывающем патрубках компрессоров; второе
выгоднее вследствие меньших затрат энергии, как пра-
вило, пропорциональных плотности дросселируемого
потока газа.
306
В некоторых частных c/rv'c^.H х рел'vt и рева и ие дроссе-
Н"и на входе оказыва.' ется выгоднее, чем регулирование
изменением частоты вращения. Регулирование направ-
ляющим лопастным аппаратом на входе (см. § 3-12) на-
ходит в центробежных компрессорах ограниченное ири-
успспие ввиду конструктивной сложности.
Крупные ко м и рессор ы, приводимые паровыми ту (гон-
цами, подвержены опасности разгона при снятии нагруз-
ки сети. Для устранения возможности разгона до .недо-
пустимой частоты вращения компрессорные агрегаты
с приводом от паровых турбин снабжаются специальны-
ми автоматами-ограничителями час люты вращения, воз-
действующими на паровпускную систему/ турбины.
ГЛ Л НА ОДИННАДЦАТАЯ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
11-1. СТУПЕНЬ ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА
Рабочее колесо а, кольцевой отвод (диффузор), на-
правляющи!! аппарат б и обратный направляющий ап-
парат Ь, взятые совместно, называют ступенью давления
пли просто сту-пепыо компрессора
колесо и обратный направляющий
диафрагмой г. В миогоступенча-
чых компрессорах ступени вклю-
чены в поток газа Поспелова-
I СЛЫ10.
При протекании саза Щ'резлча-
налы ступени состояние его изме-
няется в результате пспе.таш!
энергии потоку рабочим, колесом. ,
газового трения, впхреобразона-
пия и теплообмена со средой, ок-
ружающей компрессор.
Запишем баланс знергп.н по-
тока на участке 1-2 в Дж/кг [см
формулу (10-16) и рис. 11-1].
Энергия газа в сечении 1 по
входе в меж лопастные каидды
(рис. 11-1). Рабочее
аппарат разделены
4
Рис 11-1. Схема ступе-
ни 1'.еНТ[ЮбЮГ1ЮГО ком -
срессора.
307
Энергия, передавнемля газу рабочими лопастями, по
уравнению Эйлера составляет:
L—U2C2U
Энергия газа в выходном сечении 2 межлопастных
каналов
L — -- 4- с Т
‘-'г 2 ' ’’
Если от газа, проходящего через рабочее колесо, пе-
редается в окружающую среду количество теплоты <7,
то уравнение баланса энергии: L—q=i_: или
4 + срТг +<и^ “ “^>«) - Я =^- + СЛ-
Следовательно, конечная температура сжатия в ко-
лесе
Л - Л + 4- [с\ - Л + 2 (« Ац - - 4- (1
р 1-р
Из (11-1), предполагая процесс изоэнтропным, полу-
гаем:
Ла=--Л + -2~ Iе’’ “ с’2 "Ь 2 (и'с^ — <11 '2>
При изоэнтроп,:ом сжатии газа
Л-1
Из двух последних уравнений следует:
k
А = А {1 + 2^7; к’, - Л + 2 (И8с,„ — u,c„)] р-1. (11-3)
Уравнения (11-1) п (11-3) связывают термодинами-
ческие факторы Т, р и с,, с размерами, частотой враще-
ния и формой лопастей рабочего колеса компрессора.
Эти уравнения опытами не подтверждаются, потому что
действительный процесс сжатия в рабочем колесе неизо-
энтроиеп.
Высокие скорости газа в межлопаточных каналах
ступени обуславливают существенные потери от трения
и вихрообразования и переход частя энергии га.зовоге
зов
потока и теплоту. При этом действительный нроцеС''
сжатия оказывается близким к политропному с. постоян-
ным показателем п:
pvn- -Const.
Вместе с тем отвод тепла от потока газа в колесе
во внешнюю среду незначителен и для процесса сжатия
в этом случае можно полагать д=0 и
п
тНкГ' (,м’
где п—1,5-^—1,62.
В практике расчетов и оценки ступеней центробеж-
ных компрессоров с неиптенсичным охлаждением поль-
зуются изоэнтропным к. и. д. [формула (10-24)].
Решив совместно уравнения (11-1) п (11-4) при
условии <7=0 и использовав выражение Т|;1 через степени
сжатия при пзоэнтропиом и политропном процессах, по-
лучим:
О. {1 л •),.>; [с’, — < + 2(uoc„,-u,ciri)] у~'. (11-5)
Изоэнтроппын к. п. д. стационарных центробежных
компрессоров находится в пределах t];1=0,80 к-0,90. Урав-
нением (11-5) можно пользоваться для ориентировочно-
го расчета конечного давления в рабочем колесе ступе
ни компрессора.
В направляющих аппаратах компрессора энергия по-
току газа извне не передается; здесь происходит только
преобразование кинетической энергии в потенциальную
или наоборот.
Если полагать, что теплообмена с окружающей сре-
дой нет, то энергетический баланс потока па участке
3-4 будет:
cr>7 = ctTi + -у • (11 -< >)
Отсюда следует
т; = 1+ -Д (1- -ё). т-7)
309
fix О < , Г •>
При обратной пропорциональности -~-= , следующей
т закона Кеплера гси~ const, получим:
<"-я<
Полагая процесс в отводе политропным, будем иметь:
п
Л, /б П 1-9)
। J t’- ' 1 - i
Показатель политропы зависит от условии охллжде-
пия и для обычных конструкции компрессоров б.1И.ЗОл
К Л—1,5.
11-2. МОЩНОСТЬ НА ВАЛУ ЦЕНТРОБЕЖНОГО
КОМПРЕССОРА
Пользуясь пзоэнтрониым к. л. л., можно определить
внутреннюю работу ступени:
I. \ . (11-Ю)
При расчете мощности на валу компрессора следует
учитывать энергию, расходуемую па преодоление меха-
нического трения в подшипниках и. газового трения не-
рабочих поверхностей колес, ьведением механического
к. и. д.
% / .
Для обыкновень'ы.х копстрхкцип «р-ятсссоров viv--
0.96 :-0,98.
Утечки газа через уплотнения в нентробежиых ком-
прессорах составляют не более 1,5% номина льной подачи,
и пх влияние при ориентировочных расчетах можно не
учитывать.
Удельная энергия компрессора с учетом механиче-
ских потерь
(11-12)
Вычислив О, |'Ю гр.влеллм |(Г) п залавшцеь щ,
п 1|м, можно определить f. ио 111-161.
310
При подаче компрессора М мощность компрессора
гля привода рабочего колеса одной ступени
10007],-.% ' '
Мощность ivi.de>! осту нен ч а т<м << компрессора представ-
ляется суммой мощностей отдельных ступеней.
11-3. ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ СТУПЕНИ
а) Общие сооб р а ж е н и я. Расчет ступени состоит
в определении основных размеров рабочего колеса и на-
правляющих аппаратов.
Существующие способы расчета основываются на по-
ложениях струнной теории и условиях подобия при ши-
роком использовании экспериментальных данных по тер-
модинамике и аэродинамике элементов ступени. Здесь
рассматривается метод приближенного расчета, дающий
•общее представление о геометрических размерах ступе-
ни компрессора стационарного типа, работающего при
дозвуковых скоростях газа.
При расчете задаются:
1) объемная Q или массовая М подача ступени;
2) начальное pi и конечное рг давления;
3) начальная температура Ti газа;
4) термодинамические характеристики газа при нор-
мальных условиях k, Ц, р.
Частота вращения вала компрессора определяется
типом приводного двигателя. Для привода компрессо-
ров применяют асинхронные и синхронные двигатели
с частотой вращения до 3000 об/мин. Предпочтительнее
высокие частоты вращения, обусловливающие малые
размеры и массу конструкции. В некоторых случаях
между двигателем и компрессором включают передачу,
повышающую частоту вращения вала компрессора.
При больших мощностях на валу предпочтительнее
применение синхронных электродвигателей, существенно
улучшающих коэффициент мощности электрической си-
стемы и стабилизирующих напряжение в ней.
Удобным приводным двигателем при средних и вы-
соких мощностях является ллровая турбина с частотой
вращения 3500 об/мнп и выше. Г? этом случае допуска-
ется свобода выбора частоты вращения; агрегат в це-
лом получается компактным и удобным в отношении
регулирования подачи изменением частоты вращения.
311
Стационарные компрессоры должны иметь высокий
к. п. д. Условие компактности и малого веса нс являет-
ся здесь решающим. По этим соображениям окружная
скорость на выходе из рабочего колеса ограничена при-
мерно 300 м/с. Колеса стационарных компрессоров вы-
Рис. 11-2. Продольный разрез
колеса центробежного ком-
прессора.
Рис. 11-3. Параллелограммы ско-
ростей рабочего колеса с радиаль-
ным входом на лопасти.
полняются с лопатками, загнутыми назад. Поэтому для
получения высокого давления требуется многоступенча-
тая конструкция.
Количество ступеней давления определяется полным
повышением давления, заданным для компрессора, и
давлением, создаваемым отдельными ступенями.
б) Приближенный расчет рабочего ко-
леса. Продольный разрез рабочего колеса дан на
рис. 11-2. Полагая вход па рабочие лопасти радиальным
(рис. 11-3), из уравнения (11-5) получаем:
k
Р> - /5 11 + (с\ - ег, + 2Ulctu)Y~'. (11-14)
Изоэнтропный к. п. д. ступени может быть принят
равным около 0,85. Окружная скорость и2 принимается
от 150 до 250 м/с. По известным значениям п (берется
312
по двигателю) и и2 рассчитывается наружный диаметр
колеса (рис. 11-2):
* WI
Отношение входного и выходного диаметров выбира-
ется равным приблизительно 0,5. Возможны отклонения
ст 0,48 до 0,60.
Лопаточный угол на вход? определяется из паралле-
лограмма скоростей (см. рис. 11-3).
Угол атаки рабочей лопасти можно принимать i=-
-О Гу.
Установочный угол лопасти на входе р,л=Р1-ЬЙ
Из уравнения (II 14) следует:
1
-11. (11-15)
Скорость су может быть принята равной скорости с0
входа в рабочее колесо, определяемой из уравнения рас-
хода для входного сечения колеса. Из параллелограмма
скоростей на выходе (рис. 11-3) следует, что сг2~сг2и +
+ сг2Г. Полагая с2г=Сь что является обычным для колес
центробежных машин, из уравнения (11-15) получаем:
Л-1
= ~ 1]=S- (1М6)
Правая часть равенства, обозначенная В, может быть
вычислена по заданным и принятым величинам /р, р2,
Т\, С/,, /г, ц,|. Из уравнения (11-16) следует:
лД — ^ 0; —
Связь сг„ с выходными параметрами удобно выра-
жается формулой Стодолы
— и Л 1 — ~~ -sin р2 - ’ - с । у; рА (11-17)
\ - 1,2 /
Количество рабочих лопастей принимают г=16 >-32.
Формула (11-17) позволяет найти необходимое зна-
чение угла Ра.
Конечная температура сжатия в рабочем колесе опре-
деляется е помощью зависимостей
Л-1
л. Ж; л 7а п| ,>:;
313
рину лопастей. При этом
Рис. 11-4. Построение контура ло-
пасти одной дугой окружности.
где размер D,-t принимаете:
Удельные объемы газа на входе и выходе находят
но уравнению состояния, а затем ио зijuhhoh массовой
подаче рассчитывают объемные, расходы.
Уравнение расхода Q~nDbcr[.i, примененное к вход-
ному и выходному сечениям, позволяет определить ши-
" ” следует иметь в виду, что
вследствие утечек через
уплотнения переднего дис-
ка фактическим " расход
рабочего колеса больше
заданного на 1-1,5%.
Размеры входного
(нормального к оси) се-
чения рабочего колеса
определяются по уравне-
ние расхода
(П-19)
I по конструктивным сооб-
ражениям в зависимости от диаметра вала.
Форма рабочих лопастей устанавливается значения-
ми углов р1л и Ргл и способом построения средней линии
лопасти (рис. 11-4).
в) Расчет без л о па точного диффузора.
Расчет такого диффузора, применяемого в стационарных
компрессорах, заключается в определении геометриче-
ских размеров и состояния газа на выходе.
В основе расчета лежит закон Кеплера
rcu=const
и уравнение баланса энергии, приводящие к уравнениям
(11-8) и (11-9).
Ширину и радиальный размер диффузора можно рас-
считать по выработанным- практикой соотношениям:
О, И ,6 1 8) Л.
Окружная составляющая скорости па выхоте из диф-
фузора
с с
~ й, •
314
Радиальная составляющая
В|>пд\- юге что объемный расход <Л ьможст быть
i пределе!: только при известном удельном .объеме газа,
1'нс 11-5. Форма лопастей об-
ратного направляющего аппа-
рата центробежного компрес-
сора.
использование последнего равенства связано с предва-
рительным заданием Q4 н проверкой его в конце расчета.
Угол выхода потока из диффузора
•/. 1 г— arctg — .
(-4/Г
Повышение давления в диффузоре можно рассчитать
по уравнению (11-9), а повышение температуры -по
сравнению
л-1
г) Р а с ч е г л о и а т о ч н о го д и ф ф узор а. Лопа-
точные диффузоры обычно применяют при ct2<20o. Раз-
меры их могут оыть. пннняты ня основании практиче-
ских данных:
, -А ._ .1^ 1 2\Ь-г Л,^-Л ,1D ; D ,-- ЧУ 4.
Входной угол лопаток диффузора следует пола-
гать равным выходному углу а2 рабочего колеса. Вы-
ходной угол а/,1Г находится обычно в пределах 30—40°.
Число лопаток диффузора не должно быть равным
и кратным числу рабочих лопаток. В обычных конст-
рукциях 2,ц,ф^20 - 28 .
Лопатки диффузоров очерчиваются дугой круга.
Форма лопастей обратного направ;-внотего аппарата
приведена па рис. II-5
315
! ) КОНСТРУКЦИИ ЦГН1 1’01.1 ЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Ценгросежные компрессоры в большинстве случаев
имеют несколько ступеней. При небольшой подаче они
изготовляются секционными с разделением ступеней па
отдельные секции с разъемом в плоскостях, нормальных
к оси машины.
Компрессоры средней и высокой подач, как правило,
изготовляются с разъемом корпуса в горизонтальной
плоскости аналогично современным паровым турбинам.
В этом случае прямой и обратный направляющие аппа-
раты составляют одно целое с половинами корпуса или
же, что встречается чаще, размещаются на диафрагмах,
плотно вставленных в корпус. Диафрагмы имеют разъем
в горизонтальной плоскости.
Охлаждение корпуса компрессора, желательное
с энергетической точки зрения, усложняет конструкцию
корпуса. Поэтому компрессоры строят с подразделением
ступеней на группы в отдельных корпусах и расположе-
нием промежуточных охладителен между корпусами.
Таким образом, возможны компрессоры одно-, двух- и
грехкорпуспые.
Промежуточные охладитель, могут располагаться п
между группами ступеней, заключенных в одном кор-
пусе.
На рис. 11 •(> представлен продольный разрез второ-
го корпуса шестиколесного турбокомпрессора с подачей
9000 м3/ч при давлении 0,7 МПа, частота враще-
ния составляет 10 200 об/мин при мощности на валу
1200 кВт.
Первый корпус этого компрессора имеет одно колесо
с двусторонним подводом Воздух сжатый в первой сту-
пени, проходит через трубчатый охладитель и поступает
в приемный штуцер / второго корпуса, в котором раз-
мещено пять колес, составляющих ступень конечного
сжатия. Воздух проходит последовательно через колесо
2 и диффузор и поступает в колесо 3. Затем, пройдя
через прямой и обратный направляющие аппараты, он
попадает в колесо 4, откуда направляется через проме-
жуточный охладитель и канал в пятую 5 и шестую 6
ступени. Основными элементами конструкции здесь явля-
ются: литой чугунный корпус 7, замыкающие крышки
8 и 9 корпуса, несущие штуцера 1 и Г и коробки под-
шипников (на рисунке не показаны).
316
Внутри корпуса располагаются диафрагмы, иссу-щгк-
.лопаети обратного направляющего аппарата.
Уравновешивание осевой силы достигается, с одной
стороны, обратным расположением пятой и шестой сту-
пеней и, с другойупорным сегментным подшипником,
находящимся между корпусами компрессора
Ри. . II (к 11род().'1Ы1ыи раары г.торого корпуса турбокомпрессора.
317
318
Рис. И-8. Компрессор Jy-100-61-2 со встроенными охладителямн-
Между ступенями располагаются гребенчатые уплот-
нения, Вал в крышках имеет графито-угольные уплот-
нения.
Колеса всех ступеней выполнены из стальных поко-
вок; контур лопастей осуществляется фрезерованием.
Лопасти консольные, крепящиеся только на ступице, они
не имеют ни основного, ни покрывного диска. Крепление
рабочих колес на валу достигается шпонками н затяж-
ными гайками.
Подшипники скользящего трения с принудительной
подачей масла от роторного насоса, приводимого в дви-
жение от валика шестерни редуктора.
Привод компрессора осуществляется электродвигате-
лем с /1=3000 об/мин; повышение частоты вращения до
10 200 об /мин достигается посредством зубчатого редук-
тора. Оба корпуса компрессора и редуктор устанавлива-
ются на (массивной чугунной раме, крепящейся к фун-
даментным балкам. Электродвигатель устанавливается
па раме, жестко сопряженной с рамой компрессора и
фундаментом.
На рис. 11-7 дан продольный разрез четырехступен-
чатого компрессора типа К-3250-41-2, применяемого
в доменном процессе. Подача такого компрессора Q=
=2840-:-3250 м3/ч при конечном давлении р—=0,36
0,42 МПа. Привод компрессора происходит от' паровой
турбины AKB-12-IV с частотой вращения 2500 -
3400 об/мин. Охлаждение производится выносным охла-
дителем между третьей и четвертой ступенями.
Рисунок 11 -8 дает представление, о шестиступенчатом
компрессоре К-100-61-2, применяемом в блоках произ-
водства кислорода путем разделения атмосферного воз-
духа. Подача его 90 м’/смип при конечном давлении
0ф МПа.
Компрессор имеет встроенные в корпус охладители
(после каждых двух ступеней), что дает большую эко-
номию размеров и массы компрессорной установки.
Г71Ш ДВЕНАДЦАТАЯ
ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
!2-1. СТУПЕНЬ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА
ii) ОСЛО 15 Н Ы >' 1: о if н Г [I 7i. (.jCCl: HI КО.-.! Лр'..’СЩ>р. К Я К
НИДНО ИЗ КОНСТРУКТИВНО!1. (€11. рис. 10-4), кзмби-
инруется из ялсколоьих с ' ф.1с'/.сн давления Киждаа сту-
пень состоит из вращающегося венца рабочих и аепод-
щ -:кн<. in ’.х-.н.ца и я.ч о а в яя нищих лопастей', пг.щ з.яамю-
Щ :.х С О'' .• ’ Й Щ\ГШЩ!С плоские ЛОППСТСи.е решетки.
i?,!c. 12 Рабочие лопасти закреплены «и тискал. или
барабане ротора, направляющие.— жестко 1г>.ш>ке.'.1Ы
в корпусе компрессора.
Первая ступень компрессора может выполняться
входными TiajtpiiiT-
яющими лопастями :<
бес них. Последшю
ступень всегда выпол-
няется с выходиыми
:! 11 iipau Л ЯК)щи М ?. жы-
стямн, назначение ки-
торых это.т c.’irv.ve
сюето-ч’ в расхрич'||.Щ;-
ПИ11 потока л уменьше-
нии выходные потер!,
-щерпш.
В bi делим, /.а к сщ-
зано на рис. 12-1 и . „
9 о „п‘ 1 fir r'c 2l cTvirc'Hb осевого илмпрес-
i । 1 i.vHb Vd.-iOHp.j- сЛча. Выделение элементарной сту-
Д1..1Л1-1 ои протяженно- пени.
ст.: А г, называемую
элементарной ступенью. В пределах длины ьлем-ситар-
нои ступени параллелограммы скорости н./щменны.
Рщщщ элещщтшШ'Щ щ- шш" г-—щщД. к дщ-ргия.
.щеджкищ щ -V HKCV/Ai'd ;’.ii ’Щ,г.Щ -ЩЩЧС
(Юра, при ,п 'tC'.'l 7 формулой !Щ. У 6-2)
I., UICj,..- fj- :иЛеи. <12-1)
Используя уpiiiteei'не. уерлзрм.чнжт-г ч гею-мях^иче-
:'-<яе iиотншш-нш: между элементами париллел.огра-.-.тмеч
< ।юристе';’!, подучаем;
ис„; Ф2-2)
21—130
321
Приближенно, полагая ^р2, получаем:
(ctg fir- cig р2) (12-3)
Если полагать, что процесс в рабочем колесе проте-
кает без потерь, то энергия, подводимая к газу, опреде-
ляемая по (12-2) или (12-3), повышает его энергию и
определяется разностью энтальпий заторможенного по-
тока 1*2-1*1-
Рис. 12-2. Решетки лопастей ступени осевого компрессора.
f—• шаг рабочих лопастей; f —шаг направляющих лопастей; b — хорда про*
филя; Zi - ширина решетки1, 0 .. ---yrc.il установки профиля-, б — макснналы'ля
толщина профиля; /— рабочие лопасти; 2— направляющие лопасти.
Следовательно.
иса (ctg р, — ctg р2) — i*2— Г,. (12-4)
б) К. и. д. элементарной ступени. Уравнение
энергии потока
-i- + (*2-5)
Г 2
где 1Р к + я —ZCT— потери эперггн ступени, слагающие-
ся из потерь энергии в рабочих капала:-; и направляю-
щих аппаратах.
Последнее уравнение приводится к 'виду
Г
322
Действительная энергия, которую приобретает поток
газа в компрессорной ступени,
з
£--Лт — /(:т- С rf/'-+. (12-6)
! Р
।
Аэродинамическое совершенство ступени принято
оценивать отношением £/Z.T, называемым внутренним
к. и. д. (отмечается индексом I):
р
f
Если процесс ступени протекает политропически, то
действительная удельная энергия вычисляется по извест-
ном v соотношению
п — 1
и и 'лом случае внутренний к. п. д. ступени, вычисляс-
мый по (12-7), называют внутренним политропическим
К. II. Д. 1|,п
В § 10-3 было указано, что оценка совершенства ком-
прессоров с .неинтенсивным охлаждением производится
при помощи изоэнтропического к. п. д. Поэтому для сту-
пеней осевых компрессоров удобно применять внутрен
нин изоэнтропический к. п. д., значение которого яожно
вычислить по (12 7), полагая процесс, описываемый чи-
слителем этой формулы, пзоэптролным.
Преобразования равенства (12-7) в этом случае при
водят к следующим формулам для вычисления т];(1 по
н а р аметр а м гор м ож ей и я;
4—1
(12-9)
21*
323
Величины t]ia и »];п ступени осевого компрессора от-
личаются ис- более чем на 0.5%, и поэтому использова-
ние н л практс:ес'<и вполне допустимо.
Для ступеней современны л ст; u i f ои ч ри ;•( л осевых воз-
душных компрессоров степень повышения давления со-
ставляет е—При этих условиях
тЬ а-_ (\85 :
в) С тепе чь реп ст и в л о с г н с т у в е н и. Ступе-
нь осевых i.cMiiре.сгоров принято характеризовать сте-
пенью реактивности р (см. гл. 3 ! 4).
Используем формулу (12-2)
Преобразование этого равенств;; г учетом соотно-
шении с2!= c2|U-f-c2la. с'2з==с221(-yc'2a. следующих из пла-
нов скоростей (рис. 11-2) г. формулы (124.), приводит к
простейшему типу выражения для степени реактивности
° 1 ' фф - (12-10)
Ступени осевых клмтрссеорсв выиолисютея с
=0,5 -1,0.
Рассмотрим особенности решеток ступени со степеня-
ми реактивное,’-';. 0,5 и 1,0.
Ступе и г, с р-~0,5. Из (12-10) следует: ciu=u—<’2u;
сй?1=и --riu.
I!яра.!лолот-эммы скоростей, у'ювлетворяюи'че этим
условиям, показаны на рис J2-3 из которого очевидны
соотношения:
Л«-Нг<.-
W\—W\^:C\, -- с\ц.
Решетке рябоч тоиагн-.й увеличивает закрс.тлу по-
тока: С2и>с’;1., следовательно, с21г- к гл2.,- %.
Отсюда следует: а)2<шь
Последнее неравенство показывает, что >мсжло;г,>-.,п>ые
каналы рабочего колеса ступени с р=(),5 яв.inдиф-
фузорами. В НИХ происходит ум<- мынение. OTIHiCi!.-ЫЫД).!'
скорости и нре врапденид-. кпнетической эп .ргг - пноси-
тельнопэ дпиження в иогенциа.о.ную энерыно.
324
Степень реактивности р—0,5 обусловливает такое со-
отношение между элементами планов скоростей и такие
формы межлокастных каналов, при которых потери
энергии в ступени оказываются малыми.
Этим объясняется широкое применение ступеней с р=
—0,5 в стационарных осевых компрессорах.
1 а раялелоп.жим ы
р 05
• . 'h ’u.-i.
Степень с р—1,0 Из ур овлейия <12-10) л л я этого
случая имеем c!ti=-- с-.„; параллелограммы скоростей
даны на рис. 12-4,
Геометрически очевидны соотношу’еш •
1 a i," Т ч- 1U? >
с’3 Ч- (и — с,
из которых следует: ггЧ едЧ-бдс
Поэтому увеличение энергии дасзолшт ыаашьд вй
бочем колесе ступени будет без учета потерь
И’ парад ле;1О’:р-’.м мов скоростей (риг. 12-4) гфи усло-
вии ---гд,Л следует
В ступенях :: у-—1 (100% -идя резктшишеть) э'1еп.’'ия
получается в стмае.чи. деяько. ? шгтеп|и.1!>.-)|г!цнр фопме
325
(давление). Сжатие происходит в межлопастных кана-
лах рабочего колеса.
Направляющие лопастные венцы, расположенные
между рабочими лопастными решетками, в этом случае
не меняют значения абсолютной скорости, по изменяют
лишь ее направление соответственно требуемым углам
«1 II «2-
Рис. !2-1. 11;|1>;1ЛЛ1'.'1Огрлнмы скоростей ступени.
. > I.
Рис 12-5. Параллелограмма скоростей ступени,
с 0,75.
326
С т у и е н ь с о с. е в ы м и входе м и вы х о д о м.
Рассмотрим случаи, когда газ подводится к ступени
и отводится от нес в следующую ступень в осевом на-
правлении: (рис. 12-5).
Пусть с2и—0,5н. Степень реактивности такой ступени
но (Г2-10)
р=1 _ 0,75.
1
Очевидно, и, следовательно, в межлопастных
каналах рабочего колеса происходит повышение давле-
ния как результат уменьшения кинетической энергии от-
носительного движения.
Без учета потерь энергии прирост энергии давления,
Дж /кг,
» t -- о<-а
С2а + — С2а— "V
Направляющий аппарат ступени с р=0,75 обладает
свойствами диффузора, потому что в нем происходит
понижение скорости абсолютного движения от с2 до
—С|. Результатом этого является повышение давления,
эквивалентное уменьшению кинетической энергии абсо-
лютного движения.
Ступени такого типа находят широкое применение
в стационарном компрессоростроепип.
12-2. КОНСТРУКТИВНЫЕ ФОРМЫ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Осевые компрессоры строятся, как правило, много-
ступенчатыми. Проточная полость образуется межло-
иастиыми каналам;: венцов рабочих, и направляющих ло-
пастей и поверхностями корпуса и втулки.
В зависимости or формы, внутренней поверхности
корпуса и наружной говерхност.ч втулки различают два
основных геометрических типа проточкой полости
(рис. 12-6):
i. ) d,,т -CCKlSt',
2) var;
- - var.
к - COIT
(IM1)
В обоих случаях радиальная длина рабочих и на-
правляющих лоиастс:: уменьшается в направлении ст
первой ступени к последней.
327
Измснсн;;? длины лопасти обусловлено уменьшением
объема ('аза при сохранении постоянной величины осе-
вой скорости. Последнее условие не является обяза-
тельным, и в векотсуры.х случаях уменьшают осевую спо-
рость в последних ступенях с целью уменьшения потерь
энергии в них Минимальная въилт? .'•оп;к’г‘‘ по; "-ел'
Рис. 12 G. Проточная полость соевого компрессора.
а — d1T-coast; б—dBT-var.
Изменение длины лопасти в направлении движения
газа приводит к изменению характерной для осевых ма-
шин величины втулочного отношения у~б/Вт/<4,.
Для первых ступеней уРА~0,5--:-0,8, для последних
Увы i—0,7 -’-О,9.
Выясним особенности геометрических типов компрес-
соров, определяемых условиями (12-11).
1) dm ---const: dr—var.
В этом случае втулка — цилиндрическая н изготов-
ление ее несложно. Корневы, части п крепления рабо-
чих лопастей всех ступеней во втулке совершенно оди-
наковы.
Поел ед?; ис лопасти в этом варианте имеют при про-
чих ратаил условиях 'i.'iriHbi лшшс.т.е'й Сильши.:, чем
о варианте с d14----cons.i. В этом случае Jieiко убедиться,
составлял р-гв-ьето» ператулвлости тля оба; их вариан-
тов п ол; s г as осевые скорости одинаковым,!.
Увеличенная длина лопает .-а хвостизм,-. гг. .юней
уменьшает потере. энергии в них.
— i dцу--i- . ci . , LT) . -- -С О П St .
3 стой схеме v'lpoxTCiOTu’ обу.. Г..т ..< -угус и креп-
ление в нс у иштравляющах лопастей. Укрощается и
328
является более падежной обработка и пригонка внеш-
них концов рабочих лопастей. Благодаря этому допус-
каются меньшие радиальные зазоры между концами
рабочих лонастеч и внутренней поверхностью корпуса,
что повышает объемный к. п. д. ступени.
Окружные .хорости лопастей а этом случае выше.-,
чем в случае deT=const; это увеличивает работу ступе-
ней и при заданной степени сжатия компрессора коли-
чество ступеней получается меньшим, чем в первом слу-
чае.
Недостатком этой конструктивной схемы примени-
тельно к малым подачам являются малые длины .лопас-
тей хвостовых ступеней: к. а. д. хвостовых ступеней сни-
жается.
Кроме рассмотренных схем построения проточной
полости иногда применяют и другие схемы с dBT=var и
</K---var, нс имеющие, однако, преимуществ против рас-
смотренных.
Для стационарных осевых компрессоров применяют
в большинстве случаев схему с dBT=const.
Существенное влияние на энергетическую эффектив-
ность осевого компрессора оказывает аэродинамика под-
водящего и отводящего каналов. Они конструируются,
как правило, в виде спиральных в осевых каналов пере-
менного ошепия. (конфузоров и диффузоров).
Рассмотрим конструктивные формы рабочих и ис-
правляющих лопастей и способ их крепления во нт"лке
и корпусе компрессора.
Лопасти осевых компрессоров в резких случаях явля-
ют с-г ц;-лнвл.рическими. Обычна они рассчитываются
- jcpcMo'iii.iM алаич ко.чффпгеешюм е.лкт’1в1юсти
ИЛЯ НО ? СЛОВ И 10 ГСЧ---'.',ОП?1.
'-in.- . риводит к изменению угла установки элемен-
тов .пи’, шти по се. длине к лопасть Ни-лучаетс/. пин-
товой.
Корневое сечение лопасти ' жестко сллрягастся с су-
харем Й, служащим дл>ч закрепления лопасти во втузтле.
Лопасть и сухарь o6w.4‘Ja! сьмштняются .из. одного л' . ка
металла; ; некоторых длучадх сварю-лются . Б.ж-св;t-?_
граня сутаря имеют кривозччейчые рифы. (?д/.;цы)
крепления г> канамхах, проточенных во 'зтуллс. Ст.х.з.ри
вводятся в канавку через специальный замковый казн-
дсп и разводятся па канавке то тотнооо сопрякооогю.-.
ЯИЯ :.'344V.I-, торге-Г,ими ПЛ ОС К0ДТЯЛ1И (р И Ч Й2-7), .
3'29
После набора в канавку сухарей полного венца ло-
пастей в замковый колодец закладывается с небольшим
натягом холостой (без лопасти) сухарь, стопорящийся
специальным винтом.
В некоторых конструкциях голоден .тля введения
хвостовиков лопастей выполняется один на две кольце-
вые канавки. Это упрощает конструкцию крепления.
Рис. 12-/. Конструкция ра
Сочей лопасти.
Рис 5 2-8. Крепление направ-
ляющей лопасти.
Направляющие лопасти могут крепиться к корпусу
или аналогично креплению рабочих лопастей к втулке
или способом, показанным на рис. 12-8. В этом случае
лопасти группируются при помощи цилиндрических бан-
дажных лент I и 2 в две секции; одна крепится к верх-
ней половине корпуса компрессора, другая—-к нижней.
Стыки секций — в привалочных плоскостях половин кор-
пуса. Способы крепления лопастей к бандажам и бан-
дажей к корпусу ясны из рис. 12-8. На наружных кон-
цах направляющих лопастей отфрезерованы хвостови-
ки 3, проходящие через сквозные отверстия в бандаже.
С наружной стороны хвостовик приваривается к бан-
дажу.
На внутренних концах направляющих лопастей от-
фрезерованы стерженьки, пропускаемые через отвер-
стия в бандаж 2 и расклепываемые в нем.
330
Для увеличения жесткости пакета к наружному бан-
дажу / приваривается кольцо жесткости 4, плотно вхо-
д |пц'с в цилиндрическую выточку в корпусе. Весь пакет
предохраняется от проворачивания в корпусе штиф-
та'! 5.
12-3. МЕТОД РАСЧЕТА ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ СТУПЕНИ
КОМПРЕССОРА
Рассмотрим метод приближенного расчета ступени, ociicibliimiio
шиш;» на пецо.м, <о'тлсщ|. опытных тайных ироду вки плоских щепе -
тон лопастей. В этом методе используются следующие безразмерный
коэффициенты ступени:
. । 'и )
коэффициент расхода у = |
!. !
коэффициент напора $ = ~.ттг; |
" ~ I (12-121
/ I
'-оТо'НИ I
степень реакт’/.р/лостп ; •—у—; 1
коэффициент закрутки -± -—
ио са —- значение осевой скорости, оспсдпеиной по сечению проточ-
ной полости, нормальному осп компрессора; Ьл — изоэптроппая
/дельная работа ступени; L статпч — статическая удеш.иая работа
1\11сни; L — полная удельная работа ступени; Дс1(—с.2и—щи —-
абсолютное значение закрутки потока рабочим колесом ступени.
Многократно проведенные исследования компрессорных реше-
1ок показывают, что напор, создаваемый ступенью, 11риб.члд.|т(>лыю
равен напору элементарной ступени, лежащей на среднем диаметре
' гупенп’. Поэтому в нестрогих приближенных расчетах, проводи
мых с привлечением опытных материалов по продувке решеток,
скорость », определяющая коэффициенты ф, ф и ц, является сред
i'j скоростью лопасти
'<4|Л
СО ’ (12-13)
Для расиста должны быть заданы: массовая подача. Л1, га чипах,-
постоянная /?, шпальное и конечное ::.'in.-ierniH ,щ и //-, начальная
температура газа Т\.
Окружную скорое![, н„ коицоз рабочих лопастей дозвуковых
компрессоров принимают до 250 м/с.
1 При точном расчете ступень компрессора разбивают на эле-
ментарные ступени, работающие при разных окружных скоростях.
331
Коэффициент расхода и втулочное отношение задают в пре-
делах
<р«=0,45ч~0,7; V|=0.5-=-0.9.
Среднее значение осевой скор» ч т.н>’считывают :;:> коэффи-
циенту расхода
Применяя уваанепме пера•.•^ынао. тп. рассчитываю! диаметр
окружности ь-онцо» рабочих лопастей
Q =- 0,785 (d\ — d?,x) сл - 0,785J;K (1 - v-/ <
d*-~ I7 (12-14)
По полученному значению ,'Л< и принятому значению «« опре-
деляю! необходимую частоту вуашеннг вала компрессора, об'мин,
«’«к
л ~~ •
41 К
Диаметр втулки, м,
,г = -А.
Средний диаметр, м.
Длина лопасти, м,
d* А,
‘ — 9
''кружная скорость на среднем диаметра, м/с,
“ср " ~60
Коэффициент расхода <р ступени рассчитывается по средней
окружной скорости
С >д
Ч = ’7—•
'•СП
Принимают соответственно указаниям § 12-1, (в) р=0,5ч-1.0
Н ГУСТОТУ 6//=l-f-2.
Пользуясь опытными графиками, полученными продувкой ре-
шето,; (рпс. 12-9), по р/ф (имея в виду принятое значение густоты
решетки) определяют ц/ф и из него коэффициент закрутки ц. Да-
лее можно воспользоваться известной евяттю между коэффициен-
тами напора и закрутки и изоэнтропным к. п. д.: ф=2рЦа, из ко-
торого, приняв I].,=10,85ч-0.95, определить ф
По (J2-I2) определяют изоэнтропную )>эботу ступени
-т- <'~2—
31*2
По изоэнтропной работе компрессора /-а и полученной изо-
чятролнсй работе ступени определяют ориентировочно количество
। ,пенен.
Далее распределяют работу между ступенями, относя из по-
следние из Н"х носко д', ко меш.;.иие зшспшт:.
Лое.те. орислггировочного расчета последней ступени находят
к пну лп:к. гни ее: приняв схему компрессора ' У,. i.oiisl 'дат <7
•--.cons’., ". выполнив по первой п иоедедией стуг.ени- очтуплш’е про-
точной ьолости, выполняют детальный термогазо '.(амический ртс.-
ГЧ всех СТУШШ'-.Й.
Рис. 12-9. График за
висимо-.ти меж;;-,' от-
носитсльпыми вел'1-
чинами коэффициента
закрутки и стет.ош'
реактивности для ре-
шеток различной гу-
стоты.
О<*1,1'1нс- при iipocKC'ipoBaHHH ком и ресд 'рои проводят расчет
вида вариантов с различными .характеристическими коэффициентами
и -сомек'.ическимн характеристиками решеток. Наилучшим является
кдкант, .•.ающия при заданных условиях я аимеш птие габариты и
мс.-су кемripc.i’CTipa при высоких анфгетиччскпх иокччаталях .
Пример 12-1. Рассчитать осеопные рз.чмери лс;пвой ступени
осевого компрессора. Определить ориентировочно количество ступе-
ней. Данные для расчета: Л!=50 кг/с; р^-100 кПа; ек=5; /1=20“С.
Г’ a i ч е к lb уравнения состояния
/?, _ 100 000 М 50
р' =" RT, .287-293 " 1 "‘2 кг м>! П2“4,,'Г’ М’ С
Принимаем «,:=220 м/с: Vi=0.65; <]>i=-0.60. Осевая скорость,
усредненная ио сечению;
< ,,=-<р1гг,1-=0.6-220= 132 м/с
Наружный диаметр первой стсшн'и но (12-14)
- У о?785 (1 —о,65-) 132 “° ЙЛ
Необходимая частота вращения
60-220
п = з~|'4То“яз | of5)' мнн-
Полученная частот;! вращения возможна при паротурбинном
д газотурвженом приводе. В случае привода от электродвигателя
333
с синхронной частотой вращения 3000 об/мин необходимо включе-
ние между двигателем н компрессором повышающей передачи с от-
ношением 1 : 1,7.
Диаметр втулки йВГ1=0,65-0,83=0,54 м.
0,83 — 0,54
Длина лопатки первой ступени Л ~--------й г1 14о м.
(>,54 -j- 0,83 ,_(1 ^ir.
Средний диаметр ступени -----------2 о,boo м.
Средняя окружная скорость лопатки
3 l-СО, 685-5)00
==- ----д--------== 183 м/с.
Са _'32_
Коэффициент расхода по средней скорости —0,7л.
Принимаем*. ? —0,76; ft / — 1,5.
0,75_
По графику рас. 12-9 при ?, ? == (j-y;—1,04,
имеем ц/<р—0,75, откуда получаем ц=0.75<р=0,75 •0,72=0,54.
Принимая 1)а=0,9, определяем коэффициент напора
ф=.-2р.1]а=2-0,54-0,9=0,98.
Изоэптроппая работа ступени
1832
=0,98—у— = 16 401) Дж. кг.
Изоэптроппая. работа компрессора по заданным параметрам
1,4-1
!.а 168 )0t l
Количество ступеней г =- у—— —:—р/ды;—
12-4. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ
На рис, 12-10 изображены боковой вид и продольный
разрез двадцатиступенчатого осевого компрессора.
Компрессор имеет промежуточный отбор после восьмой
ступени и, следовательно, доставляет воздух двух давле-
ний.
Компрессор выполнен с постоянным внутренним диа-
метром корпуса (см. § 12-2), Корпус имеет разъем в го-
334
1 опорный
подшипник;
Рис. 12-10. Осевой компрессор.
2 — барабан; з — корпус: 4— патрубок промежуточно! шсстбор::: 5 — днффуз^РМ: -7 передел гL” с па-
трубки; /* -- опорно-упорный подшибкии; 3 -- Ф-Таиец ctkoii муфты
Риг. 1У-11. Осевой комсчч-сп,'.
ризоктальной плоскости. Подход < вывод ьизду:и--
в осевом направлении. Ротор—массивный, большой
массы.
Подшипники скользящего трения. Восприятие осевой
силы--упорным подшипником, расположенным, .-о сто-
роны двигателя.
Для облегчения технологии корпуса входи.•.« и вы-
ходная крышки <то Bi>iri<;;!«e.'.',w отъемными.
Уплотнения вала на входе л выходе гребенчатые
Ко !<-тр> ин-1;< в целом типична для стационарных
КО'МПpi'1’. СG рГ? В.
Рисунок 12-1 | дает представление о конструкции
стационарно;о осевого компрессоэа. Компрессор выпол-
нен по схеме ' Д'"><• гоянными диаметром роторе и кони-
ческим корпусом. Полно.!. И ОТВОД поздуха В П0',:?:)С1Ч(0М
336
г постоянным диаметром ротора.
направлении снизу через патрубки, составляющие ••дно
иелое с. левой и правой половинами корпуса.
Ввиду большой длины корпуса он выполнен из двух
половин, стыкующихся в плоскости, нормальной осч
вала.
Ротор облегченный, оригинальной конструкции, вы-
полнен из „двух основных частей: цилиндра, несущего
вениы рабочих лопастей, я торцовых вставок, жестки
посаженных в аялиидр, составляющих одно полое с пг.
лами. Подшипники скользящего трения. Подпятник
гидродинамический, сегментного типа. Концевые уплот-
нения гребенчатые с зашитой шеек валов специальными
втулками. Соединение с двигателем жесткой муфтой.
Подача компрессора около 70 000 м’/ч при стечен’’ л-
вышения давления 3,4.
22 — 130
337
ГЛАВА ТРИНАДЦАТАЯ
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
13-1. ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
Схема компрессора и его теоретическая индикатор-
ная диаграмма представлены на рис. 13-1.
Проследим порядок работы компрессора при помощи
диаграммы p—f(V), (где К—объем, замыкаемый пор-
шнем в цилиндре н зависящий от положения поршня).
Двигаясь от правого крайнего положения влево, пор-
шень сжимает газ, находящийся в цилиндре. Всасываю-
щп
Н; 11 ш ет а те л ьн ы й клапан
Рис. 13-1. Схема и индикаторная
диаграмма компрессора.
клапан закрыт в течение всего процесса сжатия,
закрыт до тех пор, пока раз-
ность давлении" в цилинд-
ре и напорном патрубке
чре одолеет натяжения
пружины . Когда это про-
изойдет, 11 а гп е т а тс л ы 1 ы й
клапан откроется и пор-
шень Гудет вытеснять газ
в напорный' трубопровод.
Процесс повышения дав-
ления изображается на
диаграмме линией 1-2, а
процесс подачи газа —
. пшией-^
Пели р? — давление в
Л’Л чг.чтре при. подаче га
за., то боъе.м газа, пода-
ваемого компрессором
при этом давлении, будет
К иод-
При сжатии темпера-
тура газа повышается, так
как охлаждающая вода не отнимает от газа все тепло,
выделяющееся при сжатии. Линия сжатия — политропа,
описываемая в системе координат’ V—р уравнением
pj/n=const. (13-1)
Линия подачи 2-2 теоретически является изобарой
p2=const. (13-2)
В действительности же благодаря влиянию инерции
газовых масс, действию клапанов и их пружин дан-
333
j eiiiie нагнетаемого газа не удерживается строго по-
стоянным.
Коцца п-оршень придет в крайнее повое положение,
он вытеснит из цилиндра не весь газ и часть газа в ко-
личестве Ум останется в цилиндре.
В начале хода поршня вправо нагнетательный клапан
закроется и остаток газа в мертвом пространстве объе-
ма Ум будет расширяться по линии 3-4.
Линия расширения — политропа с показателем пР:
pV " -ic.onst. (13-3)
Расширение газа будет происходить до тех пор, пока
давление в цилиндре не понизится до р-,<р0 (где ри - -
давление в простртнет-ве, из которого компрессор всасы-
вает газ).
IIод влиянием разности давлений р.п~Р\ п натяже-
ния пружины всасывающий клапан откроется и пор-
шень, двигаясь вправо, будет всасывать газ в 1 цилиндр.
/Давление /ц всегда меньше ра вследствие газового
сопротивления тракта всасывания. Процесс всасывания
представляется изобарой 4-1.
Полученная замкнутая фигура 1-H-J14 1 явтчется
теоретической индикаторной дилгрчммой компрессора.
Действительная индикаторная диаграмма несколько
отличается от теоретической.(в основном в линиях вса-
сывания и подачи).
13-2. ПРОЦЕССЫ СЖАТИЯ И РАСШИРЕНИЯ ГАЗА
В ПОРШНЕВОМ КОМПРЕССОРЕ
В поршневых .компрессорах теоретически возможны
термодинамические процессы, указанные в § 10-2.
Протекание процессов сжатия и расширения сущест-
венно зависит от теплообмена между сжимаемым газом
и окружающей средой и в большой мере от герметич-
ности рабочего объема цилиндра.
Герметичность определяется конструкцией и состоя-
нием кланяйся, сгли'лков и уплотняющих колеи,
поршня.
Поршневые компрессоры выполняются обычно с во-
дяным охлаждением цилиндра и его крышки. При этом
обеспечивается довольно интенсивный теплообмен и про-
цессы сжатия и расширения являются политропными со
средними значениями показателей «=1,35 и «=1,2 (для
двухатомных газов).
22* 339
Процесс сжатия в поршневых компрессорах с воз-
душным охлаждением или с водяным при высокой тем-
пературе охлаждающей воды приближается к адиабат-
ному процессу.
Слрогое исследование термодинамики действующих
компрессоров приводит к выводу, что показатели от-
дельных участков линий сжатия и расширения неодина-
ковы.
Это объясняется различном условий теплообмена и
влиянием neiермстичности а разных фазах процессов.
i'3-З. мощность и к. п. д.
Точный расчет работы цикла компрессора произво-
дится по уравнениям термодинамики реальных газов.
Расчет компрессоров с конечным давлением сжатия
до 10 МПа по уравнениям термодинамики идеального
газа дает результаты, весьма близкие к действительным.
При высоких давлениях, применяющихся, например,
при синтезе химических продуктов, учет свойств реаль-
ных газов при расчете компрессера совершенно необхо-
дим.
Последующее изложение материала основано на тео-
рии компрессора идеального газа.
Вычисляя работу, затрачиваемую на валу компрессо-
ра, можно пренебрегать влиянием мертвого пространст-
ва. Последнее не оказывает заметного влияния на по-
требление энергии компрессором, потому что работа,
затрачиваемая на сжатие, газа в объеме мертвого про-
странства, в значительной мере возвращается на вал
в процессе, расширения.
Для вычисления мощности компрессора воспользу-
емся относительным изотермным к. и. д. [формула
(10-23)], откуда получим:
V (13-4)
Используя (10-15) и (13-4), получаем:
-И Сиз___________________
1000т|иа71ы ' ЮПОад,, •
3,40
Для поршневых компрессоров различных конструк-
Лий
rjM=O,8ч-0,93.
Изогермiioui к. и. д. зависш ст интенсивности охлаж-
дения компрессора и лежит в пределах т|Иа=0,65-г-0,85.
13-4. МЕРТВОЕ ПРОСТРАНСТВО. ПОДАЧА
В конце хода подачи в цилиндре остается некоторое
пространство, занятое газом. Это пространство называ-
ют мертвыгл и обозначают Ум.
Цилиндры компрессоров всегда выполняются с мерт-
вым пространством; это необходимо во избежание удара
поршня о крышку при подходе его к крайнему положе-
нию.
Величина объема мертвого пространства обычно оце-
нивается в долях или процентах рабочего объема ци-
линдра и называется относительным объемом мертвого
пространства:
а = 7,-. (13-6)
1 ₽
В современных
расположении клапанов
—0,025-s-0,(.)6. При сту-
пенчатом сжатии клапа-
ны располагаются на бо-
ковой поверхности цилин-
дра и мертвое простран-
ство в ступенях высокою
давления не удается вы-
полнить малым по кон-
структиву ы м с о о б р а ж е-
ниям. здесь л:й-0.2.
Наличие мертвого про-
странства приводит к то-
му, что всасывание на-
од посту пен ч а т ы х
в
компрессорах при
крышках цилиндров а~
Рис. 13-2. Индикаторная диаграм-
ма компрессора с мертвым прост-
ранством.
объем Vdc, фактически вса-
цилиндра.
чинается не в начале об-
ратного хода поршня,
а в конце процесса рас-
ширения (точка 4 ил
рис. 13-2). Следовательно,
еываемый поршнем, меньше рабочего объема
341
Отношение всасываемого объема, взятого по индика-
торной диаграмме, к рабочему объему цилиндра назы-
вают объемным коэффициентом компрессора:
(13-7)
Объемный коэффициент характеризует использова-
ние рабочего объема цилиндра.
По уравнению политропы для начала и конца про-
цесса расширения имеем:
‘ 2 м ‘ 1 пали
i io по выражению (13-6) Следовательно,
Л («УрЛ ^Р.У'Х.’ ’ а1/Р>
!/'/
-- а\ д >
где е - - степень повышения даг.лення.
Из диаграммы па рис. 13-2 следует:
ае р ~|~ У м Урасш р ~ I” 1 р р£
Поэтому
' [1 + И1, р Л (,5 ' 1|ГЧ
-------:----------- -_ 1 4-а -аг
' р
или
1 — а (в р — 1). (. 13-6>
Величина объема всасывания
У,.-/-»'/;. [1 -Ц(н'/';’-П1Ур. (ГЗО)
Однако действительный объем газа, подаваемого
компрессором, при условиях перед всасывающим пат-
рубком компрессора будет меньше определяемого по
выражению (13-9). Это объясняется двумя причинами',
во-первых, нагревом газа при всасывании от горячих по-
верхностей клапана и стенок цилиндра и, во-вторых, не-
полной герметичностью цилиндра компрессора (утечка-
ми через клапаны, сальники и между поршневыми коль-
цами и внутренней поверхностью цилиндра).
342
Первое из указанных обстоятельств учитывается
ермическим коэффициентом Хт, второе — коэффициен-
там герметичности Хг. Поэтому действительный объем,
всасываемый компрессором,
И, --
Поизведение
Z0ZTZ,. —-- 2
называют коэффициентом подачи.
Следовательно,
V', ! 1 — — I?!
/13-10)
(13-11)
Подача компрессора одностороннего действия с од-
ним цилиндром
Q, [1 - a(sln“— 1}] X,l,Vyn, (13-12)
где п —число двойных ходов поршня в минуту.
Из уравнения (13-12) ясны факторы, определяющие
подачу компрессора.
Основной величиной является рабочий объем цилин-
дра, равный произведению площади поршня на его ход:
Р "
Объем мертвого пространства влияет па подачу ком-
прессора отрицательно. Увеличивая относительную ве-
личину мертвого пространства, можно добиться равен-
ства а (г "—1)=1 и подача по выражению (13-12)
станет равной нулю. Это наглядно видно из диаграммы
представленной на рис.
13-2. при увеличении VM
ось ординат переносится
влево, политропа сжатия
располагается более по-
лого и при некотором
предельном значении VM
попадает в точку 3; пода-
ваемый объем становится
равным нулю. При этом
Рис. 13-3. Влияние степени по-
вышения давления е на пода-
чу компрессора.
343
линии сжатия и расширения совпадают; компрессор не
всасывает и не подает.
Увеличение степени повышения давления при задан-
ном Р'м уменьшает подачу. Это ясно из формулы (13-12)
и сопоставления диаграмм pV', приведенных для разных
значений е на рис. 13-3.
Мертвое пространство влияет на подачу тем сильнее,
чем выше степень повышения давления; поэтому отно-
сительная величина мертвого пространства выбирается
тем меньшей, чем больше степень повышения давления
компрессора.
Для современных компрессоров Ао=О,7-М),9 лт—
=0,9-4-0,95, лг=0,95-0,98.
Пример 13-1. Определить подачу поршневого двухцилиндрового
компрессора с поршнями одностороннею действия, если в честно.
D == 300 мм; S 300 мм; л = 4' 0 об мин; pt — ИХ' и,
pt т- 601) кПа; а — 4°/о.
Р е ш е и и е. Рабочий объем цилиндр!
О, i',T8'.C',3-.0J .= 0.0212 м*.
4
Кл-фицненты подогрева и герметичности принимаем:
Ж- 0,95; Х,=0,97.
Степень повышения давления
Показатель политропы расширения принимаем лР=1,2
Подача компрессора по выражению < -2-12>
Q, — [ 1 —0, и4 (61 1 ] • 0,95 0 ,97 С,22- -Ши 13 м Дт . г
13-5 МНОГОСТУПЕНЧАТОЕ СЖАТИЕ
При сжатии газа температура его повышается.
В тгб-с 13-1 приведены конечные температуры вечдуха.
сжимаемого при различных условиях в ком.ш1 -горе
с П=0,7 м, от начальной температуры Л=293 ’ Гаг..
как компрессорные смазочные масла имеют температу-
ру вспышки ио Бренкену 493— 53т К, то конечныо. тем-
пературы сжатия 493 443 К, получаемые при —8. яв-
ляются опасными. Электрические разряды невысокого
потенциала, возникающие в проточной части компрессо-
344
•;ов axil вызвать ш;згорание нагара и затем при до-
..:та') ос • -. концентр а чин масляных паров в воздухе
взрыь :агрессора.
7Р-1.^,Ш K-i
1 г'сч{с’(да7! тем ipp.H'vna а ил х:(, '
— — , —
| As> .. _ ПодИТрОП,ie;‘ СЖ.-И'ИГ i 1<3 1Н• рО»1Н;Х: СЖЗТИе 4 ! <•’ "X мжденМ'. м н.п- ;• г. лж-ч-нрам i-znHti i- лмд.-цю ! ра и кры иьи
Прнзодсиаые соображения ограничивают степень по-
•зыпю'юля. давления в одном цилиндре компрессора.
В современных компрессорах с водяным охлаждени-
ем степени повышения давления в одном цилиндре вы-
ше 7 встречаются редко. В отечественных конструкциях
бо.'шшоь подачи е-^4. Если степень повышения .давле-
ния компрессора превышает 7, то процесс сжатия ве-
дут е нескольких последовательно включенных воло-
стях ступенях давления. При переходе из одной
ступени а другую газ охлаждают в промежуточных охла-
д и те .жж
Количество ступеней, необходимое для достижения
заданной степени повышения давления, принимают
пределах:
До 6
6 —30
30- —100
1(10—150
Выше 050
Увеличение количества ступеней услояквнет конструк-
ции и увеличгшжя стоимость компрессора. Это обстоя-
тельство обусловливает предел увеличения количества
стуншшн .онремеш.ыл компрессоров.
Л\ни1 ..-ступеничие сжатие с промежуточным охлаж-
дением ivpr.6лнжасг рабочий процесс, компрессор,: ; изо-
гермному. Полом; яри заданной степени поыжьеизи
дак.енш: компрессора ирамоненнс ступенчатою сжатии
абу .-.ьшливаст существенную экономию мощности при-
водкою двигателя (см. £ 10-4).
345
13-6. МОЩНОСТЬ МНОГОСТУПЕНЧАТОГО КОМПРЕССОРА
В многоступенчатых компрессорах с числом ступеней
2 при одинаковых работах отдельных ступеней изотерм-
нал мощность компрессора определяется формулой
Мощность компрессора при указанном условии
(13-14)
Если работа отдельных ступеней неодинакова, то
мощность на валу компрессора определяется как сумма
мощностей отдельных ступеней.
13-7. КОНСТРУКТИВНЫЕ ТИПЫ КОМПРЕССОРОВ
Многоступенчатые компрессоры выполняются в двух
основных вариантах: 1) с дифференциальными поршня-
ми и несколькими ступенями сжатия в одном цилиндре;
со ступенями сжатия в отдельных цилиндрах. Рассмот-
рим некоторые из них.
а) Двухступенчатый компрессор с диф-
ференциальным поршнем двустороннего
действия. В компрессо-
ре этого типа (рис. 13-4)
степени сжатия разнесе-
...... I
- ф , _
.ты по обе стороны диф-
ференциального поршня.
Способ работы наглядно
Охладитель газа
пибцз'ка' ется индикатор-
ными диаграммами, по-
строенными совместно
для обеих ступеней (рис.
13-4 и 13-5).
Если полагать, что
И
(пр прямоточного типа с диф-
ференциальным поршнем.
компрессор всасывает
воздух из атмосферы, то
линия всасывания ступе-
ни / будет лежать несколько ниже линии атмосферного
давления. При движении поршня вправо происходитвса-
346
низание в первую ступень (линия 4'-Г), сжатие и вы-
талкивание в ступени II (линии 3-2" и 2"-3").
Когда поршень начинает двигаться влево, в первой
ступени происходит сжатие, а во второй — расширение
газа. Последний процесс идет до тех пор, пока давление
в цилиндре не достигнет р'2 в точке 4". В этот момент
Рис. 13-5. Теоретиче-
ские индикаторные
диаграммы двухсту-
пенчатого прямоточ-
ного компрессора с
дифференциальным
поршнем.
открывается всасывающий клапан второй ступени и пор-
шень, двигаясь влево, будет всасывать газ из замкнуто-
го пространства охладителя. При этом давление газа
будет понижаться. Когда поршень займет положение,
определяемое точкой 2', давление газа в охладителе по-
низится настолько, что откроется напорный клапан пер-
вой ступени и газ будет поступать из нее через охлади-
тель во вторую ступень. Давление газа будет изменяться
по линии 2'-3'.
В начале хода вправо в первой ступени происходит
расширение газа по политропе 3'-4'.
Объемы цилиндров первой и второй ступеней неоди-
наковы, поэтому рассмотренные диаграммы имеют раз-
личные масштабы абсцисс.
В компрессоре одностороннего действия типа «а»
процессы сжатия в ступенях осуществляются на разных
ходах поршня и поэтому рабочие усилия па ходовые
части распределяются довольно равномерно.
б) Двухступенчатый компрессор с диф-
ференциальным пор in нем о диостор о п пего
действия. Особенностью компрессора этого типа
(рис. 13-6) является расположение ступеней 1 и II по
одну сторону поршня; это приводит к тому, что всасыва-
ние, как и подача, происходит в обеих ступенях одно-
временно.
347
Начиняя от точки 3" (рис. 13-7), при движении порш-
ня вправо происходит расширение во второй ступени до
давления р'2, которое было создано в охладителе сту-
пенью при ходе поршня влево. В положении поршня,
опре.ц-ладмом точкой 4", открывается всасывают'.ш к.-к-;-
пан второй ступени и происходит всасывание газа из
замкнутого объема охладителя. Это также процесс рас-
ширения газа по политропе 4"-Г'. В конце этого про-
цесса давление во второй ступени понижается до р"\.
Л । .г ярн холе поршня влево во второй ступени газ
сяшмаетсч по пинии Г'-l” к по шот ад по линии 2"-3”
Рш. 13-7. Теоретические индика-
т.>;.-ные диаграммы двухступенча-
того компрессора с диффереицв-
а;и.И1..’м поршнем одностороннего
действия.
Ряс. 13-6. Двухступенчатый
комп;- ссоз с дифференциаль-
ным поршнем одностороннего
действия
”. напорный >'рубоиревод. В это же время в пеггзой с ту пнш
происходит сжатие на. политропе. /-2' до давления р'Э-
В точке 2' открывается напорный клапан первой сту-
пени и i n? вытесняется из нее в замкнутый объем охла-
дителя. .Этот процесс протекает по политропе 2'-3' и со-
провождается повышением давления от р"\ до рЭ. При
ход,- поршня вправо происходит расширение и всасы-
вание vj первой ступени.
В компрессоре двусторонне'о действия типа «б* по-
лости первой в. второй степеней. всегда разобщены. за-
крытыми клапанами, но имеются процессы, нротекгю-
шиз совместно а ад лестях какой-либо ступени и охлади-
теле. Охладитель, кроме своего прямого назначения,
играет роль ресивера, т. е. емкост.ч. врпнимей гач
из н.ерной ступени.
34 S
В компрессорах с дифференциальными поршнями
одностороннего действия (см. рис. 13-6) процессы сжа-
тая и подачи протекают в обеих ступенях одновременно.
Благодаря этому в ходовых частях компрессора возни-
кают высокие, неравномерно распределенные сил и я
требующие применения махового колеса ooabij'oii мае-.гы.
Такая схема применяется обычно в комбинации с пря-
моточной схемой для компрессоров с количеством сту-
пеней больше двух.
в) Т р е х с т у и е н ч а т ы й к о м п рессор с д и ф-
шнем. Ступени компрессора
Ф еренци а ль ны м пор
(рас. 13-8) комбщшруют-
ся таз, что каждые два
соседние стуке ш пред-
ставляют собой двухсту-
пенчат ый aovuipeccoi,).
При равенстве работ от-
дельных степеней, что
диктуется условням с
з пер г ет 11 ч е с. к о п эф ф с кт 11 в -
ко.-ти, такая схема даст
значительные неравно-
мерные усилия в ходовых
' ;;стях. Чтобы уменьшить
-.ти усилия в раепреде-
' iiTi, нх белее па.в.иомеь-
о, применяют схему
Длял..'
Рис. 1.1-8 Трехетспенчатый. ком-
прессор с дифференциальным
чопшнем.
трехступснчатого компрессора с разделением первой
(тупепн (рис. 13-9).
г) М п о г о с г у и е п ч л т ы е к о м п р е с с о р ы
С Д ;| Ф ф р е Я Ц ;1 а Л I, Н Ы У, ’ i; р PJ Ч ' м. Используя
принцип ес>.:;|„ания ervneiic.ii’ при помощи поршня псуе,-
меиното диаметра, можно сконструировать компрессор
с большим количеством ступеней. На рис. 13-13 приве-
лл.-j ' а с чела шестиетушшчитого компрессора.
л > 8 о м а р < ссор ы о 3 ш г; г, в а з н а ч е а и. •«. „ о
с г \ о. с н V. м и д а в л е п и я в о т ле л ь н ы к ц п .я и и -
д р а В соответсiniui с ГОСТ 18985-73 эти -л>м пресс;>
р:,- ныполвягот следукниих типов (рис. 13-11, гсбл. 13-2»:
с бескрейдкопфцые. с V-o.6pa;inuM рлсположесием. iui-
лпядрс-в (ебозшшепис. тина - ВУ); б — крейцкопфные
с прямоугольным расположением п.и-тандров- В11: е--
КрСЙЦКОПфШх'!* С ори,ТЭЗЫ’.Г?ЛД I |ЯО Ч.Л '’JJ.M •'ЛГЛОЛО-
У л иием цилиндров ВМ.
Охладитель J ступени
I---------------------------.--------------'W'/.W/A/----------------------------------------*-------------------!
/J-zmidume///, /J e/nynenu
Рис. 13-9. Трехступенчатый компрессор с диффе-
ренциальным поршнем и разделенной перво? сту-
пенью.
Рис. 13-10. Схема шестиступенчатого компрессо-
ра с дифференциальным поршнем.
Рис. 13-И. Схемы двухступенчатых компрессоров со сту-
пенями в отдельных цилиндрах.
.350
Эти типы компрессоров рекомендованы
ГОСТ 18985-73 как наиболее компактные, экономичные
п удобные в эксплуатации при двухступенчатом сжатии.
Конструктивный принцип, заложенный в этом ГОСТ,
может быть распространен на компрессоры с количест-
вом ступеней больше двух. При этом конструкции полу-
чаются многоряднымп.
Таблица. /З-з
Тип компрессора ! IcMJK.'d (ьваи по- дача при сювних QcacuBaiiir-i (нре- Д1 ЭЬ-.ое г;гк;.цле- "И - ' %), м3/с (М;1/МИП) Удельный рас- ход мощности, кВт/(м3/мии), Ш* более .Масса, кг, не более
ВУ С воздушным охлаждением 0, G50(3) 0. 100(6) 6,5 540 690
С водяным 0, 100(6) 6,2 690
охлаждением 0,050(3) 540
вп — 0,166(10) 5,7 1350
0,332(20) 6,6 2800
0,500(30) 5,3 4000
ВМ (1,830(50) 5,4 7900
1 . ООО (1< (1) 5,4 14 500
! I р к ч ч <-1И це. I- 1збы7‘-1'НГ'С coiit-imoe лингчнг' ксмарессоров /? ='),8S МПа.
Компрессоры типов ВУ и ВГ1 с расположением осей
цилиндров в вертикальной плоскости трудно сбаланси-
ровать динамически, они тихоходны и требуют тяжелых
фундаментов и, с учетом проведения монтажных работ,
относительно больших высот здания. Вместе с тем пло-
щадь, требуемая для их установки, невелика.
Компрессоры типа ВМ, называемые оппозитными, по
лучают в последнее время широкое распространение.
Это объясняется многими причинами и главным обра-
зом гем, что благодаря взаимно противоположному дви-
жению поршней (при угле между коленами вала 180”)
они легко балансируются динамически и допускают час-
тоту вращения, в 2,5—3 раза большую, чем компрессоры
других типов. Компрессоры ВМ горн-щитальныс i> тре-
буют малых высот при относительно У..лл(1,1\ и,т.эшалях
помещений.
351
При большом количестве ступеней давления или при
высокой подаче компрессора с разделением ее на два
цилиндра оппозитный компрессор может быть выполнен
многорядпым !.
Л 1- И С Т В ИI E.I IЬ В Л Я ИНД И К X Г О Р Н А Я Д И А Г Р А М М А
Индикатор мощности (называемый обычно просто
iiii.’!.ni-;.'ifopoM), присоединенный к мертвому объему ци-
линдр;1. 1.‘ приводимый через ходоуменыыятель от штока
компрессора, вычерчивает диаграмму зависимости меж-
ду давлением и объемом газа в цилиндре. Такая диа-
грамма.....-действительная индикаторная дширамма. Схе-
ма пока <апа на рис. 13-12.
В конструкции индикатора рабочий цилиндр его о,
барабан 1 и нишушое устройство комбинируются в еди-
ный компактный блок (рис. 13-13).
Й
Рис. 13 12. Схеме действия индикатора.
' — ччлипдр ком б рессор а; 2 — порчен i, компрессора; 3 -- спрямляюшнЛ меха-
.-ш >м. 4 — цилиндр индикатора; ? - барабан- индикатора; ц -- Хчлоумень-ни-
: .’а, 7 — езбтх мн анк ’-’up г. * — ’о 11 v и iчикатора, Ч - карандаш индика-
тора.
Теоретическая индикаторная диаграмма,, получаемая
востроег.г.см, неСьолеко этльча-пся от действительной.
Hu pi.c /З-й! дли- сравни! и с. приведены оба вида диа-
грамм. В теоретической дпа|рамме .пиния всасывания —
изобара, а в дейенштелыюй опа продетанляетс-л волнис-
той .'.iiiiicn, цмеюн‘..‘.-.й р.сссоч понижение ь момент откры-
тая зезенваищио клапана. Последнее объясняется
инерцией ц прилипанием пластины или гарс-т.ки всасы-
' ’ 1о;у.мМ>аый енллиз схем шфижевык компрессоров—см
pi 32j.
352
вающего клапана к седлу. Непостоянство давления на
ходе всасывания объясняется влиянием газового сопро-
тивления всасывающего гранта и инерцией газовых масс,
движущихся и нем.
Рис. 13-13. Конструкции индикатора,
1 б;.)ряб:ш; 1 - спрямляющий механизм; 3 - пружина; 4 — пружины, крепя-
щие бумагу на барабане; 5 —• цилиндр; £- поршень; 7 — упорный штифт;
S — смснпая втулка; 9 — соединительная гайка; —соединительный конус;
It — соединительный шнур.
Инерция газовых масс в напорной трубе компрессо-
ра, а также инерция и прилипание пластин напорного
клапана оказывают аналогичное влияние на линию пода-
чи в действительной диаграмме. Здесь замечается до-
вольно резко выраженный пик в момент открывания на-
порного клапана.
Линии сжатия и расширения в действительной диа-
грамме несколько отличаются от теоретических поли-
троп. Это объясняется непостоянством показателя п про-
цессов сжатия и расширения,
23—130 353
Повреждение и неправильное действие отдельных
элементов компрессоров (клапанов, клапанных пружин,
поршневых колец), а также нарушение правильной ра-
Рис. 13-14. Индикаторные
диаграммы компрессора.
а — теоретическая* б — действн-
талкная.
боты автоматического регулирования приводят к откло-
нению действительной индикаторной диаграммы от ее
нормальной формы. Таким образом, по индикаторной
диаграмме можно обнаружить ненормальности в работе
компрессора.
13-9. ПОДАЧА И ДАВЛЕНИЕ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА,
РАБОТАЮЩЕГО НА ТРУБОПРОВОД
Подача одноцилиндрового компрессора с поршнем
одностороннего действия определяется по формуле
(13-12). Если компрессор двустороннего действия, то
его подача определяется как сумма подач обеих сторон
поршня. При этом рабочие объемы и мертвые простран-
ства с обеих сторон порш-
ня обычно различны. По-
дача компрессора с не-
сколькими цилиндрами
первой ступени рассчиты-
вается как сумма подач
этих цилиндров.
Во всех случаях пода-
ча поршневого компрес-
сора пропорциональна ча-
стоте вращения его вала.
Поэтому теоретические
Рис 13-15. Характеристики
поршневого компрессора, рабо-
тающего при различной часто-
те вращения на заданный тру-
бопровод.
354
характеристики при различных частотах вращения изо
□разятся рядом линий, параллельных оси ординат
(рис. 13-15).
Однако если компрессор с заданным Vp и а первых
ступеней будет работать на трубопровод с изменяющим-
ся давлением, то степень повышения давления его будет
переменна и, как видно из формулы (13-12), компрес-
сор будет давать переменную подачу, тем меньшую, чем
больше е.
Вследствие этого действительная характеристика
Q—р компрессора при постоянной частоте вращения
изображается кривой линией, существенно отклоняющей-
ся от вертикали. Эта характеристика может быть по-
строена ио формуле (13-12) подстановкой в нее произ-
вольных значений е=р2/рь На рис. 13-15 показаны дей-
ствительные характеристики компрессора для трех раз-
личных частот вращения; щ, //,2 и п3.
Действительные подача и давление компрессора
определяются как координаты точек пересечения харак-
теристик компрессора и сети воздухопроводов.
13-10. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
Расход газа из трубопроводной системы ио услови-
ям потребления может изменяться, поэтому компрессор
должен изменять подачу так, чтобы она соответствова-
ла расходу газа из системы. При этом в сети должно
поддерживаться давление, требуемое потребителями.
Такое регулирование подачи называют регулированием
па постоянное давление.
Задача регулирования заключается в таком воздей-
ствии на компрессор, которое выравнивает подачу его
с расходом газа потребителями.
Применяемые системы регулирования должны
обеспечивать экономичную работу компрессора при
всех режимах регулирования, обладать конструктивной
простотой и по возможности автоматичностью дей-
ствия.
Начальным импульсом для регулирования обычно
служит изменение давления в сети, возникающее при
изменении расхода газа потребителями. В хороших сис-
темах регулирования это изменение давления может
быть очень малым (десятые и даже сотые доли атмос-
феры),
23* 355
Ниже рассматриваются основные схемы регулирова-
ния подачи одноступенчатых компрессоров.
а) Изменение частоты вращения. Из фор-
мулы (13-12) ясно, что подачу компрессора можно из-
менять изменением частоты вращения вала компрессора.
Этот способ экономичен в эксплуатации, но требует при-
водного двигателя с переменной частотой вращения.
Поэтому регулирование подачи изменением частоты вра-
щения при электрическом приводе широкого применения
не получило.
Рис. 13-16. Регулирование
подачи компрессора дроссе-
лированием на всасывании.
Рис. 13-17. Схема автоматического
устройства для регулирования пода-
чи дросселированием на всасывании.
Рассматриваемый способ регулирования широко при-
меняется в случаях привода компрессора от паровой
машины или двигателя внутреннего сгорания, в которых
изменение частоты вращения достигается сравнительно
просто.
б) Дросселирование при всасывании.
Если во всасывающий тракт компрессора вводить допол-
нительное сопротивление, то компрессор уменьшает по-
дачу.
Пусть 1-2-3-4 индикаторная диаграмма без регулиру-
ющего сопротивления во всасывающей трубе
(рис. 13-16). Введем регулирующее сопротивление, по-
нижающее давление всасывания от р\ до PiPCT. При этом
процесс расширения представится линией 3-4' и линия
всасывания будет 4'-Г. Из диаграммы видно, что вса-
сываемый объем уменьшается от до Viper, а объем
подачи до V2per. Соответственно изменяется и по-
дача компрессора. Схема автоматического регулирова-
356
ния такого типа показана на рис. 13-17. Если расход из
баллона 1 в сеть уменьшается, то при данной подаче
компрессора 5 давление в баллоне 1 возрастает и, пере-
даваясь по трубке 2 в полость поршневого механизма -3,
воздействует на поршень, который, сжимая пружину,
прикрывает дросселирующую заслонку 4; подача ком-
прессора уменьшается, сравниваясь с расходом из бал-
лона.
Рис. 13-18. Схема регулирования подачи отжиманием
пластин всасывающего клапана.
Регулирующее устройство может быть настроено на
требующуюся подачу натяжением пружины поршневого
механизма 3.
Благодаря простоте и автоматичности действия этот
способ регулирования широко применяется при высо-
ких степенях сжатия, по энергетическая эффективность
его невысока.
в) Отжимание пластин всасывающего
клапана. Схема регулирования отжиманием пластин
всасывающего клапана показана на рис. 13-18. Если
вследствие уменьшения расхода из сети давление в бал-
лоне 1 повысится, то повышенное давление, передаваясь
по импульсной трубке 2 к поршневому механизму 3,
преодолеет натяжение пружины и подвинет вниз порше-
нек 4. Шток поршенька имеет на конце вилку 5, рожки
которой будут препятствовать пластине всасывающего
клапана садиться на седло. При этом сжатия и подачи
газа не произойдет, потому что всасывающий клапан
357
будет открыт и газ из цилиндра будет выталкиваться
во всасывающий трубопровод. Вследствие этого произой-
дет пропуск сжатия и подачи. Это будет продолжаться
до тех пор, пока давление в баллоне / не понизится и
поршенек 4 не приведет вилку 5 в нормальное положе-
ние, не препятствующее пластине клапана Ki плотно
садиться па место. Таким образом, уменьшение подачи
Норма ньная
-( диаграмма
х^ Диаграмма при.
НхОттатом бса-
/ сыбпющем
/ х х^ клапане
.---'----^^^ратп
V
Рис. 13-20. Регулирование по-
да|!н изменением объема мерт-
вого пространства.
Рис. 13-19. Индикаторная диа-
грамма при регулировании подачи
отжиманием пластин всасывающе-
го клапана.
компрессора достигается здесь пропусками подачи. Ин-
дикаторная диаграмма для этого случая представлена
па рис. 13-19. Это очень простой способ регулирования,
по энергетическая эффективность его мала, так как на
холостой ход при пропуске подачи затрачивается не ме-
нее 15% полной мощности. Такой способ регулирования
применяется для компрессоров с любыми степенями
сжатия и подачами.
Отжим клапанов линии всасывания в течение всего
хода поршня приводит, как указано, к пропускам пода-
чи, т. с. к снижению подачи компрессора до пуля.
В настоящее время применяют отжим клапанов на
части хода поршня, получая возможность плавного из-
менения подачи от номинальной до 0,1 номинальной.
г) Изменение объема мертвого прост-
ранства Из формулы (13-12) видно, что при посто-
янных Ир, п и е можно изменять подачу изменением
35Я
объема мертвого пространства. Регулирование этим спо-
собом показано на ри-диаграмме па рис. 13-20.
При объеме мертвого пространства Ум всасываемый
объем газа составляет V). Если увеличить объем мертво-
го пространства до Ем.рег>Ум, то политропа расширения,
построенная при новом положении центра системы ко-
ординат О' , займет положение 1-4 и всасываемый объ-
ем газа будет Viper<Vi. Новая политропа сжатия 1-2'
будет соответствовать объему подаваемого газа
V Дюг*-^. V 2-
В предельном случае объем мертвого пространства
можно увеличить столь значительно, что политропы рас-
ширения и сжатия совпадут и индикаторная диаграмма
представится линией 1-3. При этом компрессор не вса-
сывает и не подает: оба клапана закрыты и в цилиндре
происходят расширение и сжатие постоянного количест-
ва газа. Конструктивно такое регулирование выполняет-
ся в виде дополнительных полостей постоянной или
переменной емкости, присоединяемых к мертвому про-
странству вручную или автоматически.
Для осуществления плавного регулирования подачи
дополнительный объем мертвого пространства выпол-
няется в виде вариатора объема, состоящего из цилин-
дра с поршнем.
Рассмотренный способ регулирования подачи очень
э сономичен и получил распространение в компрессорах
большой мощности.
д) Прочие способы регулирования. Кроме
указанных способов регулирования применяются регу-
лирование остановками компрессора (при мощности на
валу до 200 кВт), регулирование перепуском газа из по-
лости сжатия г; полость всасывания и регулирование
холостым выпуском из сети через автоматический кла-
пан. Первый из этих способов вполне экономичен, а два
последних неэкономичны и применять их не следует.
При регулировании подачи многоступенчатых ком-
прессоров необходимо регулировать подачу всех ступе-
ней одновременно. Если в многоступенчатом компрессо-
ре регулировать подачу только на первой ступени сжа-
тия, то происходит автоматически перераспределение
работ между ступенями и температуры конца сжатия
в нерегулируемых ступенях достигают недопустимых
значений. Регулирование многоступенчатых компрессо-
ров описано в [Л. 13).
359
13- IE КОНСТРУКЦИИ КОМПРЕССОРОВ
В современной промышленности используются порш-
невые компрессоры, значительно различающиеся по по-
даче и давлению. Для удовлетворения требований про-
мышленности заводы выпускаю! компрессоры стандар-
тизованного номенклатурного ряда. Этот ряд построен
на основе унификации деталей компрессоров, что по-
зволяет создавать машины различных подач и давлений
с применением одинаковых конструкций основных эле-
ментов (рам, цилиндров, валов т пр.). Это значительно
удешевляет производство и снижает стоимость компрес-
соров.
Поршневые компрессоры выполняются с вертикаль-
ным и горизонтальным расположением цилиндров. Пер-
вое создает экономию в площади компрессорной стан-
ции, а также удобство эксплуатации и монтажа, одна-
ко применимо только в компрессорах с одной или двумя
ступенями сжатия в одном цилиндре. Компрессоры
с дифференциальными поршнями, осуществляющие
многоступенчатое сжатие в одном цилиндровом блоке,
выполняются по необходимости горизонтальными.
Ступени сжатия могут осуществляться в отдельных
цилиндрах; в этом случае применяют рядное располо-
жение цилиндров с приводом от общего коленчатого ва-
ла. Встречаются конструкции с V- и W-образным рас-
положением цилиндров (см. рис. 13-11).
С конструктивной точки зрения различают бескрейц-
копфные и крейцкопфные компрессоры.
В бескрейцкопфных компрессорах роль крейцкопфа
(ползуна) выполняет сам поршень, обладающий в этом
случае удлиненной цилиндрической поверхностью. Обыч-
но они являются компрессорами низкого давления с од-
ной или двумя ступенями сжатия. Крейцкопфные кон-
струкции применяются при любых давлениях, но харак-
терны для высоких давлений при многоступенчатом
сжатии. Это объясняется высокими значениями попе-
речных сил, восприятие которых поверхностью поршня
оказывается недопустимым.
На рис. 13-21 дан вертикальный разрез компрессора
типа ВП (углового) с шестью ступенями сжатия.
Охлаждение воздуха в водяных охладителях после каж-
дой ступени сжатия. Конструкция в целом весьма ком-
пактна.
360
На рис. 13-22 представлен разрез вертикального
компрессора. Конечное давление 22 МПа осуществляет-
ся в пяти ступенях. В правом блоке цилиндров распо
ложены первая и четвертая, в левом — вторая, третья
и пятая ступени сжатия. Компрессор крейцкопфного
типа с вильчатым шатуном.
Компрессор снабжен масляным шестеренным насо-
сом, подающим масло из картера к подшипникам. Мас-
ло для смазки в цилиндры подается специальным устрой-
ством-лубрикатором. Охлаждение воздуха в холо-
дильниках осуществляется после каждой ступени.
На рис. 13-23 представлен продольный разрез по ци
линдрам I и II ступеней оппозитного воздушного ком-
прессора. Подача компрессора 100 м3/мин, конечное дав-
ление 0,9 МПа, частота вращения 500 1/мин, ход порш-
ня 220 мм, диаметры цилиндров 620 и 370 мм.
Привод компрессора от синхронного электродвигате-
ля мощностью 630 кВт.
Рассмотрим кратко основные элементы конструкций
компрессоров.
Цилиндры компрессоров с давлением до
8 МПа обычно отливают из чугуна; более высокие дав-
ления требуют применения стального литья и стальных
поковок. Для улучшения условий работы поршня при-
меняют чугунные сменные втулки. Цилиндры снабжают
лапами, опирающимися на плиты, залитые в бетонный
фундамент. В многоступенчатых компрессорах с диффе-
ренциальными поршнями блок цилиндров состоит из
отдельных частей, жестко и надежно скрепляемых бол-
тами и шпильками. Цилиндры имеют штуцера для под-
вода и отвода охлаждающей воды и смазки и для уста-
новки термометров и манометров.
Поршни. Наиболее распространены дисковые
поршни (рис. 13-24), применяемые для ступеней двой-
ного действия, и дифференциальные в многоступенчатых
компрессорах (рис. 13-25). Материал поршней — чугун.
Форма поршней неосесимметрична; они обладают опор-
ной поверхностью, как это показано на рис. 13-24. Порш-
ни снабжаются чугунными уплотняющими кольцами.
Сальники применяются в компрессорах в местах
прохода штоков поршней через крышки. При низких
давлениях сальники выполняют с мягкой набивкой по
типу, указанному для центробежных насосов. Здесь для
давлений до 2,5 МПа применяют пропитанную графито-
361
вой мазью хлопчатобумажную и асбестовую набивку.
Для более высоких давлений применяют асбестово-про-
волочный прографиченный шнур.
В компрессорах высокого давления применяют саль-
никовые уплотнения в виде конических разрезных чу-
гунных колец (рис. 13-26). Сальники выполняются поч-
ти всегда с охлаждением.
Рис. 13-21. Угловой шестистуиепчатый компрессор, Q=0,2 м3/с.
(12 м3/мин); ри—22 МПа; Sn==220 мм; /г = 8,33 с4 (500 мин4).
363
Рис. 13-22. Вертикальный поршневой компрессор с пятью ступенями
сжатия.
Рис. 13-23. Двухступенчатый оппозитный компрессор для воздуха.
Разрез по цилиндрам 1 и 11 стУяеяей.
На рис. 13-27 показана конструкция сальника для
давления 75 МПа. Уплотняющие кольца выполнены из
белого металла и благодаря особой (угловой) форме их
Канавки для поршневых
/ колец
Опорная повераное/п&
Рис. 13-24. Дисковый поршень.
сечения самоуплотня-
ются, прижимаясь дав-
лением газа к поверх-
ности штока.
Клапаны ком-
прессоров преимущест-
венно выполняются в
виде самодействующих,
открывающихся и за-
крывающихся автома-
тически благодаря раз-
ности давлений, дейст-
вующих по обе сторо-
ны клапана. Конструк-
ция пластинчатого са-
модействующего клапана представлена на рис. 13-28.
Седло 1 клапана сажается в гнездо, проточенное
в крышке цилиндра. Оно имеет две концентрические
кольцевые щели 2, закрываемые стальными кольцевыми
пластинами 3. Последние прижимаются к седлу, закры-
Рпс. 13-25. Дифференциальный поршень компрес-
сора с тремя ступенями сжатия.
вая щели пружинами 4, расположенными в выточках
ограничительного диска 5. Диск 5 скреплен с седлом
клапана центральным болтом 6.
В некоторых конструкциях кольцевые щели заменяют
рядом параллельных прямолинейных прорезей, и тогда
клапан называют ленточным.
Конструкция тарельчатого клапана с малой инерци-
онной массой тарелки показана на рис. 13-29.
В последнее время находят применение клапаны пря-
моточного типа.
366
Рис. 13 26. Сальник с уплотнениями металлически-
ми разрезными кольцами.
Рис. 13-27. Сальник с металлическими упругими
уплотняющими кольцами.
Рис. 13-28. Пластинчатый клапан с двумя коль-
цевыми щелями.
367
По сравнению с обычными пластинчатыми и тарель-
чатыми клапанами прямоточные имеют многие преиму-
щества. Основное из них — малое газовое сопротивле-
ние, обусловленное прямым током газа и большим про-
ходным сечением, в 2—2,5 раза превышающим сечения
Рис. 13-29. Тарельчатый кла-
пан компрессора малой по-
дачи.
обычных пластинчатых клапанов. Малое газовое сопро-
тивление прямоточных клапанов увеличивает подачу
компрессора на 8—17%, снижает потребление мощности
и удельный расход энергии соответственно на 4—7 и
8—20% по сравнению с компрессорами, имеющими кла-
паны обычных типов.
Достоинством прямоточных клапанов является бес-
шумность их действия. Малая инерционность легких за-
Рис. 13-30. Конструктивная схема, поясняющая способ действия
прямоточного клапана низкого давленая.
86»
торных пластин обусловливает быстрое открывание и за-
крывание их и поэтому предотвращает возникновение
ударных волн в трубопроводе и их вибрацию.
На рис. 13-30 показана конструктивная схема
прямоточного клапана, поясняющая способ его дей-
ствия.
Клапан состоит из набора пластин-седел /, в кото-
рых профрезсрованы каналы 2 с прямоугольными сече-
ниями переменной глубины h. Каналы разделяются реб-
рами 3, к которым плотно прилегает тонкая стальная
пластина 4, являющаяся запорным органом. Эта плас-
тина консольно защемлена кромкой а между двумя со-
седними седлами и под влиянием разности давлении га-
за в каналах 2 и в полости 5 может отгибаться, как по-
казано пунктиром, образуя проходные сечения 6.
Тыловая сторона седла обработана так, что запира-
ющая стальная пластина 4, отгибаясь под действием
газового потока, почти соприкасается с кривой поверх-
ностью седла.
Наборы седел и пластин комбинируют в пакеты круг-
лой или прямоугольной формы и скрепляются соответ-
ственно стяжным кольцом или хомутом, получается кла-
пан в сборе.
Конструктивные формы прямоточных клапанов
удобны и допускают применение их не только для вновь
изготавливаемых компрессоров, но и для замены обыч-
ных пластинчатых клапанов в эксплуатируемых компрес-
сорах.
Приведенная на рис. 13-30 конструктивная схема не-
скольких ячеек прямоточного клапана применяется для
ступеней низкого давления.
13-12. КОМПРЕССОРЫ СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ
ПОРШНЯМИ
В компрессорах с электрическим приводом преобра-
зование вращательного движения вала в поступатель-
ное движение поршней осуществляется кривошипно-ша-
тунным механизмом. Последний существенно усложняет
конструкцию компрессора и вызывает значительные по-
тери энергии.
Известны конструкции компрессоров со свободными
поршнями (рис, 13-31). В таких машинах энергия по-
лучается за счет сжигания жидкого топлива в цилин-
24—139 369
драх и передача ее поршням компрессора происходит
непосредственно.
Основные элементы компрессора со свободными
поршнями следующие: 1 — цилиндр двухтактного двига-
теля; 2— цилиндр компрессора; 3— ступенчатые порш-
ни. Пусть поршни находятся в крайних наружных поло-
жениях н—н. Давление р2 воздуха в объемах мертвых
Рис. 13-31. Схема и индикаторные диаграммы компрессора со сво-
бодно движущимися поршнями.
пространств цилиндров компрессора приведет поршни
в движение в направлениях, указанных стрелками. При
этом давление в цилиндрах компрессоров будет снижать-
ся по линиям 3-4, а поршни будут приобретать кинетиче-
скую энергию. В определенном положении поршней вса-
сывающие клапаны компрессоров открываются и начи-
наются процессы всасывания по линиям 4-1. В процессе'
всасывания поршни движутся по инерции, теряя ско-
рость. Одновременно с процессом всасывания внутрен-
ние стороны поршней перекроют выхлопные окна е ци-
линдра двигателя и в нем произойдет сжатие по линии
5-6. В момент, отмеченный точкой 6 па диаграмме, про-
исходит впрыскивание топлива; оно самовоспламеняет-
ся и давление в цилиндре 1 резко повышается по ли-
370
нии 6-7. Под влиянием высокого давления поршни будут
двигаться в направлениях, указанных пунктирными
стрелками; давление в цилиндре / будет снижаться по
линиям 7-8. В момент открытия окон е произойдет вы-
хлоп продуктов сгорания и далее продувка и наполнение
цилиндра 1 воздухом. Одновременно с этим в цилиндрах
2 компрессора произойдет сжатие воздуха по линиям
1-2, а затем выталкивание его по линиям 2-/3. При этом
поршни потеряют живую силу и начнут вновь описан-
ный выше цикл движения из крайнах наружных поло-
жений под влиянием давления воздуха в объемах мерт-
вых пространств цилиндров.
В действительных условиях схема такого компрессо-
ра несколько усложняется механизмом, синхронизирую-
щим движение поршней.
13-13. КОМПРЕССОРНЫЕ УСТАНОВКИ
Компрессоры устанавливаются единично или группа-
ми и снабжаются вспомогательным оборудованием и
приборами, необходимыми для их нормальной эксплуа-
тации.
На рис. 13-32 дана схема компрессорной установки.
Основным оборудованием установки являются компрес-
сор с двигателем, маслоотделитель, охладители и реси-
вер (воздушный баллон). Вспомогательное оборудова-
ние включает фильтр на всасывающей трубе компрессора,
предохранительные клапаны и контрольно-измери-
тельную аппаратуру.
Каждый компрессор снабжается ресивером (воз-
душным или газовым баллоном), основное назначение
которого состоит в выравнивании кратковременных коле-
баний давления в воздухопроводах. Кроме того, ресивер
служит для отделения влаги и паров масла из газа;
с этой целью устанавливают сепарирующие устрой-
ства.
Ресиверы помещают снаружи помещения, потому что
они взрывоопасны.
Охладители газа, располагаемые между ступенями
компрессоров, обычно представляют собой трубчатые
вертикальные или горизонтальные теплообменники.
В компрессорных установках небольшой производитель-
ности они располагаются непосредственно на цилиндро-
вом блоке компрессора. В установках большой
24* 371
производительности охладители располагают вблизи
компрессоров как отдельно стоящие аппараты.
С целью очистки газа, подаваемого компрессором,
и для поддержания в чистоте проточной полости ла вса-
сывающей трубе компрессора ставят газовый фильтр.
Ранее применялись главным образом матерчатые филь-
тры. В настоящее время применяются масляные филь-
тры. Они представляют собой цилиндрические или пря-
Рис. 13-32. Схема блока компрессорной установки.
/ — охладитель; 2 — компрессор; 3 — фильтр; 4— маслоуловитель; 5 — ресивер]
6, 7 — коллектор соответственно холодной и сбросной воды.
моугольные замкнутые резервуары, наполненные рых-
лым материалом (металлическая стружка, кольца
Рашита), смоченным в вязком масле. Поток газа, про-
ходящий через слой такого материала, хорошо очищает-
ся от пыли. Промывка и регенерация фильтра просты;
он надежен в эксплуатации.
Маслоотделители располагают между ступеням!!
компрессора за охладителями. Их назначение — удалять
из газа, подаваемого компрессором, взвешенные капель-
ки масла, использованного в предыдущей ступени. Дей-
ствие маслоотделителей основано па выбрасывании час-
тичек масла из потока под действием сил инерции, воз-
никающих при изменениях направления движения газа.
Маслоотделители бывают с риллой засыпкой подобно
372
воздушным фильтрам или в виде цилиндрических цен-
тробежных аппаратов — циклопов.
Предохранительные клапаны устанавливаются меж-
ду ступенями компрессора на промежуточных охладите-
лях и ресивере. Их назначение состоит в предохранении
установки от чрезмерного повышения давления. Предо-
хранительные клапаны бывают грузовыми и пружин-
ными.
Коммуникация компрессорной установки состоит из
системы газопроводов и трубопроводов охлаждающей
воды.
Большое значение для правильной эксплуатации ком-
прессорной установки имеет контрольно-измерительная
аппаратура, по показаниям которой судят о правиль-
ности работы установки.
Манометры устанавливают на промежуточных охла-
дителях и ресивере для наблюдения за давлением газа,
подаваемого компрессором. Для контроля за давлением
масла в системе смазки ставится манометр на напорном
патрубке масляного насоса.
Давление охлаждающей воды контролируется по ма-
нометру на коллекторе, от которого устраивают водопро-
воды к отдельным компрессорам.
Наличие охлаждающей воды в системе охлаждения
обязательно контролируется по сливу воды в воронки на
сбросном коллекторе.
Обязательному контролю подлежат температуры воз-
духа перед каждым охладителем и за ним, а также ко-
нечная температура газа на выходе из компрессора; кон-
тролируются температуры охлаждающей воды в коллек-
торе и на выходе из рубашек цилиндров и всех
охладителей.
В мелких установках контроль за температурой осу-
ществляется ртутными термометрами, поставленными
в гильзы с маслом.
В крупных компрессорных установках показания всех
контрольно-измерительных приборов компрессоров пере-
даются дистанционно на центральный щит. Сюда же
поступают показания электрических приборов, контро-
лирующих мощность, потребляемую электродвигателя-
ми компрессоров, а также показания расходомеров ком-
прессоров.
25-130
373
13-14. ИСПЫТАНИЕ КОМПРЕССОРА, ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ
БАЛАНС КОМПРЕССОРА’
Испытание компрессора производится для определе-
ния его действительной подачи, потребляемой энергии и
составления энергетического баланса на 1 м3 газа при
нормальных условиях. При испытании производят сня-
тие индикаторных диаграмм со все?: ступеней компрес-
сора.
Непосредственному измерению при испытании ком-
прессора подлежат: частота ыратенля нала, начальные
и конечные давления и температуры газа во входном
и выходном патрубках, количество и температуры
охлаждающей воды па входе и выходе, объем всасывае-
мого газа, электрическая мощность, подводимая к дви-
гателю компрессора.
Частоту вращеття отмеряют точным тахометром или
счетчиком оборотов п хронометром.
Начальное дэв зеине измеряют при помощи диффе-
ренциального жидкостного манометра, конечное — точно
проверенным пружинным манометром.
Температуры газа и води измеряют обычными ртут-
ными термометрами, помещаемыми в гильзы, врезанные
в трубопроводы и заполненные маслом.
Количество охлаждающей воды удсб по измзрятю
объемным методом при помощи мерных баков.
Объем всасываемого воздуха измеряют при помо-
щи сопла или диафрагмы, устанавливаемых в нагнета-
тельной трубе компрессора. Измеряя перепад давле-
ния Лд в диафрагме, рассчитывают по нему величину
подачи.
Для уменьшения пульсаций давления в потоке возду-
ха, затрудняющих отсчет Лд между выходными патруб-
ком компрессора и измерительной диафрагмой, должна
быть включена демпфирующая емкость.
Мощность, потребляемая компрессором, определяет-
ся путем измерения электрической мощности на зажи-
мах двигателя. Умножая величину электрической" энер-
гии па к. п. д. двигателя, взятый из характеристики дви-
гателя, получают величину мощности па валу двигателя.
Последняя непосредственно через муфту передается
на вал компрессора.
1 Точные методы испытаний приведены в ГОСТ 18983-73 и
20073-74.
.374
На основании проведенных измерений составляется
энергетический баланс компрессора.
Энергия, подводимая на вал компрессора, IOOOtV/М,
где ,V— мощность, на валу, М— массовая подача ком-
прессора.
Энергия, получаемая газом в компрессоре,
-Л) .
Во всех охлаждаемых полостях компрессора отво-
дится с охлаждающей водой количество энергии
t"n) /М; здесь Л4В — секундная масса воды,
проходящей в отдельные охлаждаемые полости компрес-
сора, г'в и /"в — температуры воды на входе и выходе
полостей охлаждения. Знак суммы указывает па сумми-
рование количества тепла, уносимого водой из отдель-
ных полостей охлаждения.
Обозначим Qoct — остаточный член баланса , учиты-
вающий рассеяние тепла в окружающую среду, не вхо-
дящего в прочие члены баланса.
Тогда уравнение энергетического баланса, Дж/кг:
- с„ (Гк - 7’,) + 4 4- 2Л1В (/"в - Гв) + QotT. (13-15)
или на 1 м3 газа, всасываемого компрессором,
- Р4 4к —7 , ) + Р -4 (z в —7 в) 4 .СТ-
(13-16)
Делением: всех членов уравнения баланса (13-16) на
100();V - ..
——- получаем баланс в отвлеченной (безразмерной)
XI
форме.
Такое уравнение позволяет судить об энергетической
эффективности испытанного компрессора сравнением
членов уравнения с соответствующими членами уравне-
ния баланса аналогичных нормально работающих ком-
прессоров.
13-15. ЭКОНОМИЧНОСТЬ РАКОТЫ КОМIIР1ССОРЛ
Основным показателем экономичности работы ком-
прессора является расход энергии на его эксплуатацию.
Этот расход энергии удобно относить па 1000 м3 газа
при нормальных условиях, подаваемого компрессором.
25* 375
Пусть мощность на валу компрессора с электропри-
водом равна N при непосредственном соединении валов
с помощью муфты. Если компрессор всасывает в минуту
Qmhh (м3) газа при нормальных условиях, то удельный
расход энергии, кВт-ч/1000 м3:
„ 1000/V
(13-17)
Этот удельный расход энергии соответствует опре-
деленной степени сжатия. Изменение степени сжатия
при прочих равных условиях изменяет и Эуд. Поэтому
сравнение удельных расходов энергии с целью выясне-
ния энергетической эффективности данного компрессо-
ра можно производить только для компрессоров, нагне-
тающих одинаковые газы с одинаковыми степенями
сжатия.
Показателем экономичности но ГОСТ является
удельный расход мощности (см. табл. 13-2).
13-16. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ СТУПЕНЕЙ
КОМПРЕССОРА
Расчет основных размеров состоит в определении
хода поршней, их площадей и диаметров. В основе рас-
чета лежит формула подачи (13-12), из которой следует:
Q,
(13-18)
V —_____________________
₽ [1 — а (е1/яп— 1)] Wn.
Для расчета рабочего объема Кр (м3) цилиндра сту-
пени необходимо иметь числовые, значения Qb а, е, пр,
И, А-г*
Подача Qi при условиях всасывания должна быть
задана; относительный объем мертвого пространства а,
показатель политропы расширения лр и коэффициенты
и Хг задаются, как указано в § 13-2 и 13-4.
Число оборотов (двойных ходов) принимают в зави-
симости от подачи компрессора.
Компрессоры малой подачи соединяются с двигате-
лем непосредственно эластичной муфтой и для них
и = 730 об/мин.
Компрессоры средней подачи приводятся в движение
также от асинхронных электродвигателей, но через кли-
ноременную передачу и в этом случае л=400ч-500 об/м.
:>76
Крупные компрессоры приводятся в движение син-
хронными двигателями с п=125 и 167 об/мин.
Степень повышения давления ступени компрессора
определяется по данным § 13-5.
При принятом числе ступеней z и заданных началь-
ном и конечном давлениях pi и рк степень сжатия сту-
пени определяется соотношением
где ек — pjpt, а Л, — коэффициент, учитывающий потери
давления в промежуточных охладителях. В ориентировоч-
ных расчетах можно принимать Л, ~ 0,93 одинаковым для
всех ступеней.
Рабочий объем цилиндра определяется площадью
поршня и его ходом:
Vp=SQn.
(13-19)
Для ступени компрессора, образованной поршнем
одного диаметра Dit
7850^5.
(13-20)
Для ступени, образованной дифференциальным
поршнем с диаметрами Di и D2,
Pp = 0,785(D21—Ж)5.
(13-21)
Из уравнений (13-20) и (13-21) можно определить
ход поршня и диаметры, приняв отношение S/Dlt реко-
мендуемое практикой. Для вертикальных бескрейцкопф-
ных компрессоров S/Z)i = 0,5, для горизонтальных крейц-
копфных S/D! == 0,6 -т- 0,9.
Определение размеров цилиндров отдельных ступе-
ней многоступенчатых компрессоров производится с уче-
том последовательного уменьшения объема сжимаемого
газа.
Пример 13-2. Определить основные размеры и мощность на валу
горизонтального компрессора с дифференциальным поршнем, если
известно, что 0,^10 м’/мин; Pi«=0,l МПа; ри=0,9 МПа.
Охлаждение происходит в промежуточном охладителе до на-
чальной температуры 1«=25°C.
Решение. Принимаем количество ступеней z->2. Газовым
сопротивлением при входе в жилвндр пренебрегаем.
»77
По указанному г. 10-5
* - У 0,1-0,93 '=3,'
Промежуточное давление за первой ступенью
р„р=еро=3,1-0,1=0,31 МПа.
Рабочий объем цилиндра первой ступени по формуле (12-12)
при <ч=0,03; Л),= 1,2; лт=0,92; Х,==0,97; п=500 об/мин.
10 ,
1 “nT"—^,с«П(Т,Т®^»*¥^_Т)Г^о79^7ГГ97^бй ‘°’0235 м’’
полому 0,785 02(5=0,0235. Принимаем 5/£>|=0,7. Для определения
б), имеем уравнение 0,0235=0,55£>3ь откуда следует:
Di=350 мм; 5=250 мм.
При охлаждении в промежуточном охладителе до начальной
температуры
ь 0 > 1
v"1 ~ V'" °’0235«мГо^з- °’0032 м
Из уравнения (13-21) получаем:
V"?- ,/ 7ТЙ 070082
6/7855 " V ' 0,785-0,250 ~0 -85 ММ1
Ds -= 285 мм.
глава четырнадцатая
РОТОРНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
14-1, СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ. ПОДАЧА
Роторные компрессоры относятся к классу объемных машин;
по способу действия они сходны с роторными насосами.
Наиболее распространены роторные пластинчатые компрессоры;
н последнее время находят применение винтовые компрессоры.
Схема пластинчатого компрессора дана на рис. 14-1.
При вращеиш; ротора /, расположенного эксцентрично в кор
нусе 2, пластины 3 образуют замкнутые пространства 4, перенося-
щие газ из полости всасывания в полость нагнетания При этом
происходит сжатие газа. Такая схема компрессора, обладая хоро-
шей уравпопепюпиоетыо движущихся масс., позволяет сообщить
ротору вц-окую частоту вращения я соединить машину непосред-
ственно с. электрическим двигателем.
При работе пластинчатого компрессора выделяется большое
количество тепла вследствие, механического трения. Поэтому при
степенях повышения давления выше 1,5 корпус компрессора выпол-
няют с водяным охлаждением.
378
Пластинчатые компрессоры могут использоваться для отсасы-
вания газов и паров из пространств с давлением, меньшим атмос-
ферного, В таких случаях компрессор является вакуум-насосом.
Вакуум, создаваемый пластинчатыми вакуум-насосами, достигает
95%.
Подача пластинчатого компрессора зависит от геометрических
размеров и частоты вращения. Если полагать пластины радиальны-
ми, то объем газа, заключенного между двумя из них, по рис. 14-2
будет К=/7 (где f — максимальная площадь поперечного сечения
между пластинами; I — длина пластины).
Рис. 14-1. Конструктивная
схема пластинчатого ком-
прессора.
Рис. 14 2. К расчету подачи пластин-
чатого компрессора.
Можно приближенно полагать:
jr rd<p + (г + 2е) Фр о „ , . , ,
df --=-------g---------2е -- 2е (г -j- e)df.
Поэтому
f = J 4^(r + ^)dT = 2e(r + s)p. (14-1)
о
Так кай ге ~ R и f = 2n/z (где z— количество пластин), то
Объем газа между пластинами по рис. 14-2
V=2eRl= —— I. (14-3)
За один оборот вала компрессора каждое пространство между
пластинами заполняется газом 1 раз, поэтому действительная по-
дача компрессора будет:
Q = 2eRfy:nKt = 4iteRlnya, (14 4)
где Хо - коэффициент подачи, лежащий в пределах 0,5—0,8.
379
Коэффициент подачи зависит от внутренних утечек газа через
радиальные и осевые зазоры, толщины рабочих пластин и количе-
ства их.
Способ действия винтового компрессора с двумя червяками вы-
ясняется из рис. 14-3.
Основными рабочими деталями компрессора являются червяки
(винты) специального профиля; взаимное расположение червяков
строго фиксировано сцепляющимися зубчатыми колесами, посажен-
ными на концы валов. Зазор в зацеплении у этих синхронизирую-
щих зубчаток меньше, чем у червяков, и поэтому механическое
тренние у последних исключено. Червяк с впадинами является замы-
кающим распределительным органом, поэтому мощность, передавае-
мая синхронизирующими зубчатками, невелика, а следовательно,
незначителен и их износ. Это обстоятельство очень важно ввиду
необходимости сохранения достаточных зазоров у червячной пары.
При вращении червяков вследствие периодического попадания
головок зубьев червяков во впадины последовательно осуществля-
ются процессы всасывания, сжатия и нагнетания.
Подача винтового компрессора может быть вычислена по фор-
муле
Q = (Qizi + Qa2a)
где Q| и — площади впадин первого и второго червяков; 2, и
— числа зубьев червяков; L—длина червяков; п — частота вра-
щения; Ко — коэффициент подачи.
Винтовые компрессоры выполняются с водяным охлаждением
корпуса и внутренним охлаждением червяков.
Внутренние зазоры червячной пары составляют 0,1—0,4 мм,
механического трения нет, поэтому компрессоры работают без смаз-
ки п подаваемый газ не загрязняется масляными ларами.
14-2. МОЩНОСТЬ И К. П. Д.
Мощность ступени роторного компрессора с водяным охлаж-
дением рассчитывается по изотермической работе
_ 'VH< - ММч«
Ми IOOOt^t]/ < )
где f>i — начальное давление; <?, — подача при условиях всасы-
вания.
Для компрессоров с неинтенсивным воздушным охлаждением
N Ю00т]а7|м ’
(I4-6)
Адиабатная мощность определяется по формуле
(14-7)
Произведения к. п. д. пластинчатых компрессоров лежат в пре-
делах Т|„,цм—0,5-t-0,6; т|»
Для винтовых компрессоров эти произведения несколько выше
в основном вследствие отсутствия механического трения в червяч-
ной паре.
Зв!
14-3. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ РОТОРНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Из уравнения для определения подачи роторных компрессоров
видно, что подача пропорциональна частоте вращения вала комп-
рессора. Отсюда вытекает способ регулирования Q изменением п.
Пластинчатые компрессоры соединяются с электродвигателями
чаще всего непосредственно, и частота вращения их составляет
1450, 960, 735 об/мин. Для регулирования подачи в этом случае
требуется включение между валами двигателя и компрессора ва-
риатора скорости.
Частота щищепия пинтовых компрессоров очень высокая, до-
стигающая в случае привода от газовых турбин 15 000 об/мин.
Обычного исполнения круипые винтовые компрессоры рйо not
с частотой вращения 3000 об/мин.
Для общих типов роторных компрессоров применяются спосо-
бы регулирования подачи дросселированием на всасывании, пере-
пуском сжатого газа во всасывающий трубопровод и периодически-
ми остановками.
14-4. КОНСТРУКЦИИ РОТОРНЫХ КОМПРЕССОРОВ
Пластинчатые компрессоры выполняются для подач до
500 м3/мип и при двух ступенях сжатия с промежуточным охлак -
денном создают давления до 1,5 МПа.
На рис. 14-4 представлены продольный и поперечный разрезы
двухступенчатого компрессора . Основные элементы конструкции:
ротор 1, корпус 2, крышки 3, охладитель О и валы 4. Корпус и
крышки компрессора охлаждаются водой. У конструктивных эле-
ментов имеются некоторые особенности. Для уменьшения потерь
энергии механического трения концов пластин о корпус в нем
располагают два свободно вращающихся в корпусе разгрузочных
кольца. К наружной поверхности их подводится смазка. При вра-
щении ротора концы пластин упираются в разгрузочные, кольца и
частично скользят по их внутренней поверхности; разгрузочные
кольца вместе с тем вращаются в корпусе.
С целью уменьшения сил трения ь пазах пластины располагают
не радиально, а отклоняя их вперед по направлению вращения.
Угол отклонения составляет 7—10°. При этом направление силы,
действующей на пластины со стороны корпуса и разгрузочных ко-
лец, приближается к направлению перемещения пластины в пазах
и сила трения уменьшается.
Для уменьшения утечек газа через осевые зазоры в ступице
ротора располагаются уплотнительные кольца, прижимаемые пру-
жинами к поверхностям крышек.
Со стороны выхода вала через крышку установлено сальнико-
вое уплотнение с пружинной" натяжкой"
В конструкции применены роликовые подшипники . Смазка осу-
ществляется машинными маслами средней вязкости через конт-
рольные капельные указатели. Места смазки — разгрузочные коль-
ца. торцовые уплотнительные кольца и сальниковое уплотнение.
Винтовые компрессоры строят па подачи до 20 000 м’/ч со
степенно .iobhiwjihh атвтения в ступени до е-=3 .Двухступенчатые
конструкции с промежуточным охлаждением дают общую степень
повышения давления до е=10.
Конструкция винтового компрессора с двумя червяками пред-
ставлена ва рис. 14-3.
382
о» Рис. 14-4 Продольный и Поперечный разре3ы двухступенчатого пластинчатого компрессора.
ЧАСТЬ VI
МАШИНЫ СПЕЦИАЛЬНЫХ ТИПОВ
е
ГЛАВА ПЯТНАДЦАТАЯ
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
15-1. СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ ВИХРЕВОГО НАСОСА
Конструктивная схема вихревого насоса показана
в основных чертах на рис. 15-1. Рабочее колесо а с пло-
скими радиальными лопатками б, образующими криво-
линейные каналы в, охватывается отводом г. Внутрен-
ний выступ к, входящий в отвод и охватывающий ка-
налы в рабочего колеса, служит для разделения потоков
всасывания д и подачи е.
В жидкости, заполняющей межлопаточные каналы в,
при вращении рабочего колеса развиваются центробеж-
ные силы. Они вызывают непрерывное движение жид-
кости из межлопаточных каналов через цилиндрическое
сечение nD2b2 в отвод г.
Ввиду неразрывности течения жидкость непрерывно
втекает в межлопаточные каналы из отвода г через
плоское кольцевое сечение (D\—D\). Таким обра-
зом, в отводе образуется вихревое течение, показанное
на левой проекции на рис. 15-1 пунктирной стрелкой.
Кроме того, в отводе г возникает переносное танген-
циальное течение, обусловленное тем, что массы жидко-
сти, выбрасываемые из каналов в в отвод, обладают
тангенциальной скоростью с2п- Следовательно, принцип
работы вихревого насоса состоит в том, что энергия
жидкости, протекающей через межлопат очные каналы
рабочего колеса, повышается за счет действия центра-
384
Рис. 15-1. Конструктивная схема вихревого насоса.
а — рабочее колесо; б —лопатки рабочего колеса; в — межлопаточные кана-
лы; г — отвод; д — всасывающий патрубок; е —напорный патрубок; яс —вал
рабочего колеса; к — разделитель потока.
бежных сил в ней; жидкость с повышенной энергией
выносится вихревым потоком в отвод и вытесняется
далее в напорный патрубок е. Взамен вытесняемой
жидкости происходит непрерывное втягивание ее через
всасывающий патрубок д.
15-2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ
Теоретические (без учета потерь) значения основных
параметров — давления и подачи вихревого насоса —
могут быть получены из уравнения количества движения.
Пусть <?(м3/с)—расход через межлопаточные кана-
лы на единице длины отвода;
с2и(м/с)—среднее значение тангенциальной состав-
ляющей абсолютной скорости на выходе из межлопа-
точных каналов в отвод;
(м/с) —средняя скорость потока в отводе.
Если полагать приближенно ось отвода прямолиней-
ной, то соответственно схеме на рис. 15-2 уравнение
количества движения для потока, выходящего из колеса
в отвод:
[fp ~Кр + = ?q dlMca — pqdlMc^.
385
Следовательно,
- Р у- (с2и - с.) di*. (15-1)
Из (15-1) видно, что давление в отводе нарастает
в направлении движения пропорционально длине от-
вода.
Рис. 15-2. К расчету давления, развиваемого вихревым на-
сосом.
Интегрирование (15-1) дает теоретическое повыше-
ние давления па длине I отвода
Теоретическое повышение напора на длине I отвода
ц ~.Гт.^£к(с ....
т ’ Pfi gf 1 о1'
(15-2)
Расход в сечении отвода Q=fcOt поэтому (15-2) при-
водит к следующему уравнению теоретической характе-
ристики вихревого насоса:
(С,!‘ ?) (15J)
Вследствие постоянства q и с2и по длине отвода
уравнение (15-3) графически изображается прямой ли-
нией (рис. 15 3).
Потери напора в проточной полости насоса пропор-
циональны квадрату подачи, поэтому, построив на гра-
• В основу вывода формулы положена предельно упрощенная
модель течения. Действительная картина течения и количественные
зависимости чрезвычайно сложны.
386
фике на рис. 15-3 характеристики потерь напора
h=mQ2, вычитанием ординат легко получить характе-
ристику действительного напора H — F(Q).
Рис. 15-.'!, Характеристики
теоретического и дсисгии-
телыюго напоров вихревого
насоса к ypaiuieuKio (15-3,).
Полезная теоретическая мощность вихревого насоса
рЧЖ
или, учитывая (15-3),
V. У Q. (15-4)
Эго уравнение графически изображается квадратич-
ной параболой с осью, параллельной оси ординат. Оче-
видно, что Мт —О при Q = 0 и Q = fc2u.
Максимум Л'т находится дифференцированием Мт
по Q:
Отсюда получим значение Q, при котором достигается
сг„ - 2 '/ °- 1IJ"1 Q - Лэ/2-
Максимальное значение Мг по уравнению (15-3)
(^т)маке L рЛ Чг '«Цр-
где т — масса жидкости, проходящая в 1 с через меж-
лопаточныс каналы рабочего колеса.
387
Характеристика 1\\ = F{Q) показана на рис. 15-4.
Рабочее колесо вихревого насоса увеличивает тан-
генциальную составляющую скорости жидкости, прохо-
дящей через него, от с0 до с2и; составляющая скорости
вихревого течения в отводе и рабочем колесе по условию
Рис. 15-4. Характеристики мощностей и
КПД вихревого насоса.
неразрывности сохраняется постоянной. Поэтому мощ-
ность, затрачиваемую рабочим колесом вихревого на-
соса, можно вычислить как разность секундных кинети-
ческих энергий потока на выходе и входе:
Д7 _ rnc2tu тс20 _?ql I . Q2 X
;*р.к— 2 2 2 1е lu Р \1и'с/
Значения Мрк для характерных подач, использован-
ных при построении графика NT — F(Q):
<2 = 0; Np,K^c\u-
Q=^‘, Np_K= ^pqlc\u-,
По этим данным построен график NpK=F(Q), по-
казанный на рис. 15-4.
388
Ввиду того что Л’т — полезная теоретическая
мощность, a NP.K — теоретическая мощность, затра-
чиваемая колесом, внутренний к. п.д. вихревого
насоса вычисляется как отношение ;VT к JVP.K, опреде-
ляемое по (15-4) и (15-5):
/Ут 2Q
Окончательное выражение для гр получается под-
становкой в последнее равенство Q = fctl:
Величины 1],- для некоторых значений Q:
Q = 0; Со==О; ip = 0;
Q=^; с0=^-; 7],. = 0,66;
Q == ^0 ~~ ^2U’ 1 '
Характеристика внутреннего к.п.д. показана на
рис. 15-4 пунктирной линией.
Внутренние потери энергии, обусловленные переда-
чей энергии от рабочего колеса потоку жидкости в от-
воде, представляются отрезками ординат между кри-
выми JVP.I;=F(Q) и NT=f(Q).
Из изложенного следует, что при постоянной частоте
вращения рабочего колеса внутренние потери энергии
в вихревом насосе тем больше, чем меньше подача. Сле-
довательно, эксплуатация вихревого насоса в режиме
значительного дросселирования нежелательна.
15-3. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Кроме внутренних потерь, свойственных процессу
передачи энергии от рабочего колеса потоку в отводе и
оцениваемых внутренним к. п.д. по (15-6), в вихревых
насосах наблюдаются объемные, гидравлические и ме-
ханические потери энергии. Объемные потери энергии
здесь значительны и составляют до 20% энергии, под-
водимой к валу вихревого насоса. Они обусловлены
перетеканием жидкости через зазоры между поверхно-
стями разделителя к (см. рис. 15-1) и кромками лопа-
389
Рис. 15-5, Характеристики вихре-
вого насоса ЭВ-2,7.
стен б рабочего колеса из полости напорного патрубка
в полость всасывания вследствие неравенства давлений
<Р2>Р1)-
Гидравлические потери энергии возникают вследст-
вие трения и впхреобразования при поступательном и
циркуляционном движе-
ниях жидкости в криволи-
нейном отводе вихревого
насоса. Ввиду того что
скорости этих движений
значительны, гидравличе-
ские потери энергии со-
ставляют до 30% энергии
ка валу.
Механические потери,
как и в центробежных на-
сосах, обусловлены тре-
нием в сальниках и под-
шипниках и трением не-
рабочих поверхностей ко-
леса насоса о жидкость
в осевых зазорах. Эти по-
тери составляют до 10%
подводимой к насосу
энергии.
Столь значительные потери энергии приводят к то-
му, что при наиболее благоприятных для вихревых
насосов режимах высокой подачи -к. п.д., учитывающий
все потери, в лучших конструкциях не превышает
т)=0,50.
На рис. 15-5 показаны опытные характеристики вих-
ревого насоса ЭВ-2,7. Максимум к. п.д. для него состав-
ляет всего 32%.
15-4. УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ
НА ВИХРЕВОЕ КОЛЕСО
Колесо работающего вихревого насоса . нагружено
продольной и поперечной силами, передающимися
на вал.
Продольная сила возникает в результате различия
давлений па торцовые поверхности колеса в осевых за-
зорах т и п (см. рис. 15-1). Эта сила невелика, легко
воспринимается радиальным шариковым подпятником
390
и может быть исключена применением колеса симмет-
ричной формы (рис. 15-6).
Поперечная сила обусловлена тем, что давление
в отводе распределяется неравномерно и, как показы-
вают уравнение (15-1) и опыт, пропорционально углу <р
(рис. 15-7).
Рис. 15-6. Раоочее колесо
с уравновешенной осевой си-
лой.
1 — рабочее колесо с симметрич-
ным сечением; 2 — рабочие лопатки;
4 — отвод симметричного сечения;
5 — дистанционные втулки.
Рис. 15-7. Распределение давле-
ний по длине отвода вихревого
насоса.
Если Н — напор, создаваемый колесом, то давление
рд/7
в произвольном сечении отвода равно а его иопе-
речная составляющая равна
Элементарная поперечная сила, действующая на длине
отвода при ширине колеса В, будет:
В ~Т ¥ s,n
Полная поперечная сила
п pgHBD (’ . ,
РП=~Ч^------ ( ? Sin
4
391
Но
f 9 sin у d<f = — p cos p
и поэтому
Рп=^нв_Р_ (15-7)
Величина поперечной силы в вихревых насосах до-
стигает больших значений.
Так, при //—100 м, В = 40 мм, D= 150 мм получаем
Рп=3000 (счэЗОО кге).
Поперечная сила нагружает вал напряжениями пере-
менного знака, вызывает прогиб его и смещение торцо-
вых поверхностей колеса. Это приводит к необходимости
увеличения осевых зазоров и ухудшению эксплуатаци-
онных качеств насосов.
Для уничтожения поперечной силы применяют за-
крытую форму рабочих колес; здесь рабочие каналы
фрезеруются в торцовых поверхностях рабочего колеса,
что обусловливает уравновешивание радиальных состав-
ляющих давления в любом осевом сечении межлопаточ-
ного канала.
15-5. ЦЕНТРОБЕЖНО-ВИХРЕВОЙ НАСОС
В вихревых насосах жидкость подводится к рабочему
колесу на периферии его, т. е. в зоне высоких скоростей.
Поэтому возможность возникновения кавитации на вхо-
де в вихревое колесо весьма велика. Испытания вихре-
вых насосов при различных частотах вращения под-
тверждают склонность их к кавитации.
Предупредить возникновение кавитации можно повы-
шением давления на входе в вихревое колесо. Для этого
следует установить па валу вихревого насоса дополни-
тельное центробежное колесо. Насос такого типа, со-
стоящий из двух последовательно включенных колес —
центробежного и вихревого, называется центробежно-
вихревым насосом (рис. 15-8).
На рис. 15-8 приведен продольный разрез центробеж-
но-вихревого насоса типа ЦВ. Насос состоит из двух
последовательно включенных колес — центробежного /
и вихревого 2, посаженных на общий вал. Жидкость
подводится к центробежному колесу, как указано стрел-
кой, по каналу в корпусе 3. Поток выбрасывается цен-
392
тробежным колесом в спиральный отвод и поступает
далее по каналу, выполненному в корпусе, во входное
отверстие вихревого колеса. Последнее подает жидкость
через канал 4 в напорный трубопровод.
Опорой вала со стороны приводного двигателя яв-
ляются два однорядных шарикоподшипника 5, воспри-
Pi.'c. Ь'-й. Цснтробсжио-впхрепой насос типа ЦВ.
пимающпе также осевую силу. Эти подшипники монти-
руются в корпусе 6 и фиксируются в осевом направле-
нии крышкой 7. Другой конец вала поддерживается
одним шарикоподшипником, посаженным в крышку 8
корпуса. Корпус, крышка и центробежное колесо вы-
полнены из чугуна, вихревое колесо — из стали.
Смазка подшипников — солидол, удерживаемый от
расползания по валу войлочными кольцами.
Уплотнение вала со стороны двигателя достигается
резиновым кольцом 9 п системой прижимных втулок и
пружины. Кроме того, в полость уплотнения по кана-
лу 10 возводится жидкость иод давлением подачи цен-
тробежного колеса. Таким образом, обеспечивается
водяное уплотнение. Аналогично выполнено уплотнение
вала на стороне вихревого колеса. Жидкость, проникаю-
26—130 393
щая сквозь уплотнения, отводится в дренаж через от-
верстия 11.
Применение предвключснного центробежного колеса
позволяет существенно повысить скорость на входе
в вихревое колесо и, следовательно, получить более вы-
сокое давление вихревого колеса и насоса в целом.
В центробежно-вихревом насосе часть полного дав-
ления развивается центробежным колесом, к. п. д кото-
рого выше, чем у вихревого колеса. Поэтому к. п. д.
центробежно-вихревого насоса выше, чем к. и.д. чисто
вихревого насоса (для вихревых насосов ц =50%, для
центробежно-вихревых ц = 55”/о)
15-6. ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ. РЕГУЛИРОВАНИЕ
КОНСТРУКЦИИ
Коэффициент быстроходности вихревых и центро-
бежно-вихревых насосов пл — 10-е25. Следовательно, об-
ласти применения этих насосов по подаче и напору
близки к областям применения насосов объемных
(поршневых п роторных).
В табл. 15-1 приведены технические данные по опти-
мальным режимам вихревых насосов, выпускаемых
в СССР.
Таблица 15/
Марка
пагогл I С. м-ч
I
?СЛ!
ИВ
СГДЛ
сив
СВИ-80
В
Нвак т
.1'.: 1
11 р и м е ч н и ?. Бх’квы, ши' и мл])г:у насоса , - 'U г—электри-
ч.уски!!; С II— uao с, ! I—с.е., (р.бежньш: В —вчх’жк н; Л—лопастный
вихревоп).
Сопоетавлепие технических данных насосов показы-
вает, ч1о при одинаковых подачах вихревые и центро-
бежно-вихревые насосы развивают более высокие дав-
ления но сравнению с центробежными.
Регулирование подачи вихревых насосов произво-
дится дросселированием потока на выходе или измене-
394
яисм частоты вращения. Чаще применяют первый способ
взпду сто простоты. Однако регулирование подачи из-
менением частоты вращения дает существенную эконо-
мию энергии, расходуемой на привод.
15-7. УВЕЛИЧЕНИЕ К. П. Д. ВИХРЕВОГО НАСОСА
НАПРАВЛЯЮЩИМИ ЛОПАСТЯМИ В ОТВОДЕ
Внутренний к. п. д., оценивающий совершенство процесса пре-
. б|1а;:<;ваиня механической" энергии в гидравлическую в вихревом
H.-icoce, при требующихся эксплуатационных режимах не превышает
0.66. Обье.мные. гидравлические и механические потери в лучших
к, инструкциях современных вихревых насосов составляют около
20% подводимой энергии. Поэтому полный к. н. д. вихревых насо-
сов должен достигать 0,55. Однако в большинстве случаев полный
к и. д. не превышает 0,40.
Поскольку способ преобразований эне.ргии в вихревом насосе
обусловливает внутренний к. п. д. не более 0,66, то. очевидно, что
повышения полного к. п. д. следует добиваться путем уменьшения
потерь энергии в проточной полости насоса .
Как было указано ранее, движение в отводе вихревого насоса
есть результат наложения двух потоков — циркуляционного, обус-
ловленного центробежным эффектом колеса, и поступательного кри-
волинейного.
Потерн энергии в таком сложном течении вызываются путе-
выми и местными сопротивлениями на входе в меж лопастные ка-
налы.
Рис. 15-9. Схема модели вихревого насоса и чр.глрнчшк- сечение,
отвода.
/ — отвод; 1 — рабочее колесо; .3 — разделитель.
26 •
395
Следует полагать, что минимум потерь энергии а вихревом
насосе имеет место при единственной, оптимальной. кинематиче-
ской структуре течения в его отводе.
В лаборатории гидравлики и гидромашин Ивановского энерге-
тического института им. В. И. Ленина автором было проведено
исследование модели вихревого насоса с односторонним (несим-
метричным) колесом открытого тина в отводе круглого сечения1.
с у м/с
Рис. 15-10. Распределение абсолютных скоростей в сечении 0 отвода
на линиях н выхода рабочего колеса при « = 11.5 об/мин.
1 Эксперименты и обработка материалов проводились ппж.
Р. И. Куракиным под руководством автора. Результаты работы
опубликованы в жури. «Известия вузов. Энергетике», !9/2. Аз 4.
396
Опыты проводились с очень малой частотой вращения колеса
модели с целью получения ясной картины течения при визуальном
наблюдении. Схема модели представлена па рис. 15-9.
Результаты измерения абсолютных скоростей в сечении отвода
даны графически на рис. 15-10.
Рассмотрение картины распределения скоростей в отводе и
визуальные наблюдения с применением киносъемки приводят к вы-
воду о возможности изменения структуры потока в отводе с по-
мощью установки в направляющих лопастей криволинейной
формы. Влияние таких лопастей па поток в отводе изменяет углы
винтовых траекторий струй жидкости и углы атаки при входе
в мсжлопастпыс каналы, уменьшая ударные потери и оптимизируя
поток. Введение направляющих лопастей увеличивает периметр и
уменьшает площадь проходного сечения отвода, т. е. уменьшает
гидравлический радиус сечения. Это...отрицательное влияние на-
правляющих лопастей’ приводящее к некоторому уменьшению по-
лезного напора насоса.
В целом, как показали испытания модели при постоянной ча-
стоте вращения н разных режимах работы, создаваемых дросселем
на выходе, криволинейные направляющие лопасти влияют положи-
тельно.
Из опытов при н=50 об/мин следует, что применение лопа-
стей привело к уменьшению напора мотели приблизительно па 12%
при повышении к. п. д. по сравнению с напором модели без на-
правляющих лопастей на 20%. Отсюда следует, что установка на-
правляющих лопастей несколько уменьшает полезную мощность -щгл
возрастании к. и. д. Этот парадоксальный факт обусловлен тем .
что установка направляющих лопастей вызывает иепропорцполать-
пое изменение мощности насоса и полезной. Объяснение этого xjo-
жст быть получено из подробного опытного исследования струк-
туры и динамических свойств потока в отводе .
В развитии теории рабочего процесса и конструкций вихре-
вых насосов прослеживаются тенденции, наблюдавшиеся в истории
развития центробежных машин. Первые промышленные конструкции
центробежных насосов выполнялись с цилиндрическим го^пуюм ,
и при вполне рациональной форме лопастей рабочего колеса. • к. п. д.
таких насосов было не выше 40% в лучших конструкциях. Пере-
ход к спиральному отводу с кольцевым диффузором подия i к. п.д.
центробежных насосов до 85% .
Конструктивные формы рабочих колес, и лопастей вихревых
насосов обследованы и разработаны очень тщательно . Эт'ч.ъ нетьзя
сказать относительно отводов. Они требуют тщательного теоретиче-
ского изучения а конструктивной разработки .
ГЛАВА ШЕСТНАДЦАТАЯ
ВОДОКОЛЬЦЕВЫЕ ВАКУУМНЫЕ НАСОСЫ
16-1. СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ
Для созлэ.ша вакуума и отсасывания воздуха и технических
газов широко распространены водокольцевыс насосы. Па рис. 16-1
представлена конструкция такого насоса, поясняющая способ дей-
ствия его.
В цилиндрическом корпусе /. снабженном крышками 2 и й,
расн шожена эксцентрично (смещение центров равно е) крыльчат-
ка -1 с лопастями 5. При вращении крыльчатки вода, частично за-
полняющая корпус, отбрасывается к периферии его. образуя коль-
цевой объем. При этом в центральной части насоса поверхность
втулки крыльчатки, внутренняя поверхность водяного кольца и
поверхности смежных лопастей образуют объемы V, величины ко-
торых зависят от их положения. Так, объем V', отмеченный на ри-
сунке, двигаясь от верхнего положения к нижнему, постепенно
увеличивается. Поэтому возникает всасывание воздуха через патру-
бок 6 п приемное серповидное отверстие 7.
!-ис 16-1. Водог.ольц. вой вакуумный насос.
При движения объемов 1-’ и
вой части поперечного разреза
их и вытеснение воздуха через
2. Очевидно, что машина такого
газ только при условии наличия
воды.
з нижних положений вверх (в ле-
насоса) происходит уменьшение
напорное отверстие 8 и патрубок
рода может всасывать и подавать
в корпусе достаточного количества
398
При работе вола в небольших количествах уносится потоком
газа и убыль ее в корпусе должна восполняться.
Насос, работающий описанным способом, может всасывать и
подавать не только газы, но и жидкости.
По способу действия водокольцевой насос аналогичен ротор-
ным пластинчатым машинам.
16-2. ВАКУУМ. ПОДАЧА. МОЩНОСТЬ
Крыльчатки водокольцевых насосов не могут быть посажены
в корпус абсолютно плотно. Практически между торцовымм по-
верхностями корпуса и крыльчатки имеется .зазор (в нормальных
новых конструкциях 0,05—0,1 мм). Поэтому имеет место перетека-
ние жидкости п газа со стороны подачи на сторону всасывания,
ухудшающее работу насоса.
При абсолютно плотной погадке крыльчатки г, корпус и пол-
ном закрытии дросселя на всасывающей трубе водокольирвой насос
может создать в полости всасывания давление, равное давлению
насыщенного пара при температуре воды, находящейся в корпусе
насоса. Так, при Г=293 К давление всасывания при указанных
условиях будет равно 2,38 кПа. т. е. при барометрической высоте
7fi(i мм рт. ст. насос будет развивать вакуум, приблизительно оав-
1)3,3 — 2,38
нып -----роз" з---160 = 98%.
Практически вакуум, развиваемый водоке. тьцевыо. насосом при
полном закрытии всасывающей трубы, не превышает 92%
Подача водокольцевого насоса при условиях всасывания на ос-
новании элементарных геометрических соображений определяется
формулой, м3/с:
_ I Г /^2 V /Л, \ 2 1 I Ьп
Q = | , ~2у j -z (Z-Щ S ’ , (.16-1)
где D2 и £>[ — внешний и внутренний диаметры крыльчатки; а —
минимальное погружение лопасти в водяное кольцо; г — количестве»
£>, — Д,
лопастей; I — радиальная длина лопасти, равная 1= ---------------д-----;
s — толщина лопасти; h — ширина лопасти (внутренняя ширина
корпуса); п — частота вращения; т]0 — объемный к. п. д., равный
примерно 0,96.
Расчет мощности водокольцевого вакуумного насоса п,и•изво-
дится общепринятым методом ио формуле (3-52). Коэффициент
полезного действия водо'кглщимьх нттлс ов гйшчиых. клше.г устий
не превышает 0,50.
Водоко.тьцевые вакуумные жнюсы naxw’T. применение г- . »ех-
нологнческих процессах для поддержания вакуума и отсасывания
газов. В крупных насосных установках ими широко пользую гея
для '.'.I'.ioiiHeHiiT цо.чтробелчпп п чешиьх ндхлссш "одри. nciy.-e пу-
ском.
В котельных установках с примененном очистки хв: остовых по-
верхностен котлоагрегатов лотоксем дроби водоко.т,,цевь',ми насосами
пользуются для создания высоких скоростей воздуха в вертска.аь-
ных трубах, транспортирующих дробь.
399
ГЛАВА СЕМНАДЦАТАЯ
СТРУЙНЫЕ НАСОСЫ
17-1. СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
[[['; истечении жидкости через цилиндрический насадок в сжа-
том сечении струн возникает вакуум (рис. 17-1). Величина вакуума
//иа„^0,74Я (где Н—напор перед насадком) [Л. 1].
Если сечение насадка соединить прозрачной трубкой с уровнем
жидкости, лежащей ниже оси насадка, то можно наглядно убедить-
ся В НаЛИЧИИ ВЫСОТЫ Wnai;-
Повышая напор Н, можно достигнуть такого подъема жидко-
сти и трубке а, что жидкость, проходящая через насадок, будет
захватывать жидкость, 'поднимаю-
щуюся ио трубке а, и перемещать се
в направлении движения; насадок
становится струпным насосом.
Цилиндрический насадок как
струйный насос в ирактп кс ис ис-
пользуется, что объясняется больши-
ми потерями энергии в нем. Конст-
руктивная слома струйного компрес-
сора применяемого в промышленно-
сти . ногсазапа на рис. 17-2.
Рабочая жидкость (иода, пар,
газ) вытекает с высокой скоростью
через сопло ! в приемную камеру 2.
Струя рабочей жидкости в прпе.миой
камере соприкасается с иере.мс'Щ'Щ
Moi, жидкостью, поступающей по тру-
бе i>’. Baarop-.ipn трепню г. имиу.льс-
iioMy обмене на поверхности струи
в приемной камере происходит захва-
тывание и перемещение жидкости,
поступающей но трубе 7 и камеру
смешения -1 и далее в конический
Рис. 17-1. Работа цилинд-
рического насадка в каче-
стве струйного насоса.
диффузор 5. И камере смешения происходит обмен импульсами
между рабочей и перемещаемой жидкостями; в диффузоре протека-
ет процесс превращения кинетической энергии л потепчиаш.пмю. I <
диф.фу 1сщ;'. жидкость поступает н напорный труоонровод.
4С0
Рис. 17-2. Пароструйный компрессор ВТИ.
Рис. 17-3. Схема струйного насоса.
В промышленное т и ра сирое три п сн и два тина струн лих _;i)nni-
ратов: водоструйные насосы и пароструйные компрессоры. В во-
доструйных насосах рабочей жидкостью является пода, j ь паро-
струйных— нар. Способ работы водоструйных насосов а паро-
струйных компрессоров ио существу одинаков; в р.абочех; .процессе
пх имеется различие вследствие равнины и свойствах рабочих
жидкостей.
Основными параметрами струйного насоса являются расход
рабочей жидкости Gp, расход перемещаемой насосом жидкости
G,, (подача насоса), давление рабочей жидкости рр, давление пере-
мещаемой жидкости ра перед насосом и давление ем-, лиг. иной
жидкости за насосом Ре.'
На рис. 17-3 даны схема струйного насоса и обозначении дав-
лений, удельных объемов, действительных н а диабатных лелдощен ,
весовых расходов и площадей в характерных сечениях нас .'c.i. -
17-2. РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И РАСЧЕТ СТРУЙНОГО
КОМПРЕССОРА
Изобразим процесс работы струйного компрессора в is-диаграм-
ме (рис. 17-4).
Рабочая среда подводится к компрессору в состоящий, опре-
деляемом точкой А. При движении через сопло происходит превра-
щение энергии НР НК в кинетическую '.-лерпио тчк , что этнос ть
потоки возрастает от с,, до с;). Этот проносе протекает щ чотит-
ропе Л В.
Тепло, превращаемое в кинетическую энергию в этом процессе,
равно (//р-|-//к)ф21 (где <р, — коэффициент скорости соплай Со-
стояние рабочей среды в начале камеры смещения определяется
точкой В.
Состояние пара, присасываемого компрессором, определяется
точкой С. Во входном участке, до начального сечения камелы сме-
шения, происходит изменение состояния по липни СО; прирост
кинетической энергии составляет здесь Нкц‘\ (где <р4— коэффициент
скорости входного участка всасывания) .
Процесс сжатия инжектируемого потока в камере смешения
протекает по линии DE. Одновременно с этим в камере смешения
протекает процесс сжатия рабочей среды по линии BE.
401
Jlnni,давтения до конечного значения <".л па выходе
:и•ечк-лодит в диффузоре ио линии EF.
Составим уравнение количества движения для камеры смеше-
ния -/лбочего и инжектируемого потоков, обозначив коэффициент
екот-.т-гги камеры смешения через <р2:
Л’,П,'н?2 + — (т!> + mu) СЕ ~~ f ’ (Ег Pk)
Здесь предполагается, что давление во всех точках начально.'с,
сечения камеры одинаково и равно рк.
Делением уравнения на /пр получим:
Ъ (fn + с£>1') О + и) се ~ тр О7'1)
Рис 17-4. Процесс струйного компрессора в /S-диаграмме.
В этом уравнении и=ти/т}> называют
жекцпи.
Уравнение расхода для конечного сечения
коэффициентом ин-
камеры смешения:
Отсюда
/Пр + т„ =сЕЛ?3.
mp (I + и)
(17-2)
Из уравнений (17-1) и (17-2) получается следующее выражение
для коэффициента инжекции:
(17-3)
Из термодинамики известно, что скорости газовых и паровых
потоков могут быть определены через критические скорости, за-
данные отношения нзгиииого и конечного давлений и гаэффици -
енты скорости. Поэтому действительные скорости св, сЕ и св, вхо-
402
Фе|1+ ' "]
дящие в уравнение (17-3), можно выразить через указанные пара-
метры; тогда коэффициент инжекции представится так:
K|=<pi<p2<( 3 — коэффициент скорости рабочего потока; л'2=
= —коэффициент скорости инжектируемого потока; Кг —
Рч " Оптимальная степень повышения дав-
ления в камере смешения.
коэффтшпент, -.„внеящий от распределения работы сжатия между
камерой смешения и диффузором; ар1, аР1, аох— критические ско-
рости штоков соответственно оабочего. смешанного и инжектиоме.-
‘ рани’-ние «17--J) покатывает, «то если заданы параметры. рл-
бочего и инжектируемого потоков и конечное. давление сжатии . то
коэффициент ин:к<ж чин определяется степенью рясшнления ииж>
тируемого поток;; на входном участке камеры смешения и
коэффиа иен; о-; А’/4.
При iinc^’KTт.жа.ет сто.етпг'.ься к поэученэдс пьют
значений коэффициента инжекции, так как при заданном рас?
рабочей среды это приводит к повышению ,иижектир»«юго Г" г
Исследование вопроса о максимуме и приводит х выводу
Р.
СГ'ОТНОШе'.ШЛ!
личин
р.ч сх п
та вис я щи-.
гк.’ктг геля адиабаты а '.даффшшента окороети диффузор::, та
-'ю; i I. а!! с а 1!". !’oi;a::-i!i!.: на уч:. -[:1Ч нетконьких знти-шш о ч
фз. Из графика ш'д.чо, что при данных значениях k и <р3 сущеететтсг
о!'М'?.'|ет>.'11|||.,1е величин!.! степеней сжатия: полной и п камелг.е, >ш-
ни?нпя. При любых ’г.танных k и ф3 оптимальная степень
а камере улешення растет с увеличением обшей степени -жэкн-л.
Коэффициент (рз диффузора окатывает большое влияние на работу
компрессора: чем меньше ф:>, тем ниже полная степень сжатия
при заданной степени сжатия камеры смешения. Поэтому при ма-
лых к. п. д. диффузора выгодно относить большую степень сжатия
на камеру смешения.
Если нз графика па рис.. 17-5 выбрать парные значения рз/Ри
и Рс;Рк. то можно определить соответственные оптимальные зна-
чения коэффициента Аф и представить зависимость K3—f(Pc /р,-.)
Рос. 17-6. Оптимальное значение коэффициента
Kz в .зависимости от степени повышения давления
компрессора.
графически (рис. 17-6). Пользуясь этим графиком, можно рассчи-
тать ряд значений и по формуле (17-4) и выявить значение има1-.г.
Коэффициент инжекции зависит от соотношения между началь-
ными давлениями рабочей и инжектируемой сред, степени сжатия
компрессора и показателя адиабаты потоков. На рис. 17-7 эта за-
висимость показана для перегретого пара с 1=1,3 для нескольких
отношений />,,/рц.
Рис. 17-7. Степень повышения
даилсипя компрессора для пе-
регретого водяного пара (/? =
, в в в.1 теп м i стг, г,т '1,0.0-
четпого коэффициента инжек-
ции.
/-р, ф|(--3.2: 2-р^-б; 3-
/р. 7>„ ШЗ; -I - Р,. Эф -Зе
При любых значениях Pv/Рп коэффициент инжекции растет
с уменьшением степени сжатия компрессора.
Для расчета размеров струйных компрессоров с цилиндр иче-
ской камерой смешения пользуются следующими теоретическиуш и
опытными формул а и и.
404
К|>итическ' - сечение рабочего сопла
Выходное сечение рабочего сон.за
Сечение камеры смешения
*+1
Длина камеры смешения
iK.c = 6da при ; 0,5; |
;к с = 1(И3 при и 2. /
Угол расхождения диффузора 0=8ж-10°. При этом длина диф-
фузора
Z„=(6-^7) (rfc—rf3). (17-9)
Рабочее сопло, камера смешения и диффузор должны быть
строго конпент ричными. Несоблю-
дение этого условия резко нару-
шает работу компрессора.
Большое значение имеет рас-
стояние I между выходным сече-
нием рабочего сопла и входным
сечением камеры смешения. При
неправильном выборе этого рас-
стояния могут получиться удар
струи при входе в камеру смеше-
ния и понижение эффективности
ее работы.
Условием, определяющим паи-
выгоднейшее расстояние /, яв-
ляется равенство сечения струи и
входного сечения камеры сме-
шения.
Рис. 17-8. Свободная струя п
корпусе струйного насоса.
405
Длина струи /с (рис. 17-8) в зависимости от коэффициента
инжекции определяется опытными формулами:
0,37 + и
1с^~4,Га"~ ПрИ u^ll'5;
/, = Ко,083 + 0,76и —0,29 ~ при и <0.5.
(17-10')
Здесь а==0,С7-ь0.09 и пропорционально и. Диаметр свободней
струи на расстоянии /с от сопла
+ ^=1,55+11+и) при и . ч 0,5; | (П-Н)
+ = 3, и, Ко,б83 + ОД6и при и <0,5. I ’ *'
I’coii при расчете выясняется, что Jc<ct3, то можно принять
1=4. В Противном ючае и с при + :>+) следует конструктивно
принимать /> +
17-3. РАСЧЕТ ВОДОСТРУЙНОГО НАСОСА
Водоструйный насос действует аналогично газоструйному. Бла-
годаря малой сжимаемости жидкостей можно полагать их объ-
емы постоянными и уравнение адиабатного процесса даст k~oo.
Если в уравнении Н7-4) положить со, то для водоструйного
насоса будем иметь:
А, )' ДЛгр + ~ДРи—К:, КД/)г + Д/:к
И -----------г~ . ---------г---=--- » '17-1 Ду
!<! V ^Рс + +’к — К2 <1рк
где
,. ,/Х- Г. , У2» 0 ~?)]. Л
Aj— 1 ! Н ) пр [’ '“27, Др Рн,
рг — 1>1
+<< - Р., — /Л'.; ^Р-.. Рг — ?ul ₽ == •
Нанболыпее значение и сои :i.етствуст минимальному з.ч.тчеиию
Полому, пользуясь усДОВПН М И минимума, МОЖНО '.'.'bi’il С'Й-
7... ' -т-Ъг- • J7-13)
В , '7'41 а:; гл лагают <;.j==0,9. Поэтому {5йат=О,67 и К30ат—
—0,93.
Если |1"г?ффиглент 1щж<ггд1нн и. и рабочий перепад давлений
("'а—рп насоса та .таны, то оптимальное значение перепада ганлении
.»и—Р„ можно найти и:: условия получения максимального перепа-
да Л’с—р». Реп’.'ьтаты такого .•«х'ледоиаиия приведены и графиче-
ской фор'.:,' ча лк.. 17 9
406
Графики дают представление об изменении перепадов давлений
в зависимости от коэффициента инжекции.
Приведем основные формулы для расчета размеров водоструй-
ных насосов:
О - / 1
г,-- V -—т—; (17-м)
Длина цилиндрической камеры смешения
при I. 1; |
1К.. = 8dt при «7 3, I
(17-16)
Длина диффузора определяется по формуле (17-9).
Расстояние от выходного сечения сопла до входного ссчеиил'
камеры смешения оиределяегея но соображениям, изложенным для
струйных компрессоров.
17-4. ХАРАКТЕРИСТИКИ СТРУЙНЫХ НАСОСОВ.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДАЧИ
Эксплуатация струйных насосов обычно происходит нри пере-
менных подачах и степенях сжатия. Представление о работе струй-
ного насоса при переменном режиме получтетсч при помощи ха-
рактеристик Рс//7а=/(н), снимаемых опытным путем Характери-
стики г.того типа для пароструйного компрессора даны на рис. 17-10
сплошными линиями, а тсорстичсс ГС1.Ч характеристика изображена
пунктирной линией.
Из действительных характеристик видно, что увеличение коэф-
фициента инжекции, достигаемое изменением расхода рабочей
жндгостн, вызывает уменьшение степени сжатия компрессора. Инте-
ресен факт резкого снижения степени сжатия п областях высоких
значений и для каждой из действительных характеристик. Этот факт
наблюдается в предел:.пом режиме работы компрессора, когда ско-
467
рость в камере смешения достигает критического значения и даль-
нейшее увеличение и невозможно.
Расчетная характеристика является огибающей действительных
характеристик, потому что для каждого из компрессоров суще-
ствует в координатах и, ра/ря единственная точка оптимального
режима, которая должна принадлежать и расчетной характери-
стике.
Рис. 17-10. Характеристики пароструйных
компрессоров при рс/рн = 6.
Координаты и п Pc//Hi являются относительными, и поэтому
характеристики рассмотренного гтпна для геометрически подобных
струйных насосов одинаковы.
Подробное исследование струйных компрессоров показывает,
что степень сжатия и коэффициент инжекции определяются в ос-
Рис. 17-11. Характеристики водоструйного насоса.
повиом отношением /з/fp.x- Чем меньше это отношение, тем выше
степень сжатия и ниже коэффициент инжекции. Напротив, увеличе-
ние /з//р.х уменьшает степень сжатия и увеличивает коэффициент
инжекции.
Уравнение (17-3), преобразованное применительно к водоструй-
ному насосу, дает зависимость .Х?с,''Лрв=/(и) , (где Дрс=Рс—Рв,
Apv=pv—р„). Эта зависимость показана на рис. 17-11 пунктиром,
408
а сплошными линиями нанесены опытные характеристики насоса
ВТИ — Мостеплосети.
Для всех типов водоструйных насосов характерно повышение
перепада давлений /;с—рп при уменьшении коэффициента инжекции.
Максимальный перепад создается водоструйным иаетсом при
и=0.
Из опытных характеристик па рис. 17-11 следует, что перепад
давлений ре—Рп при одинаковых коэффициентах инжекции опре-
деляется отношением /3//2.
Большие перепады создают водоструйные насосы с малым от-
пошенпем площадей' поперечного сечения камеры смешения и выход-
ного сечения рабочего сопла '.
ГЛ Л ВЛ ВОСЕМНАДЦАТАЯ
ЭРЛИФТЫ
18-1. СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ
Для подъема жидкости с одного уровня на другой можно ис-
пользовать способ, указанный в § 1-4.
Расположим между уровнями А и В (рис. 18-1) вег>т)1г.,ш.!п;ю-
трубу 1, имеющую на нижнем конце отверстия 2 и шабженную
воздушной камерон 3. Последняя имеет плотное, дно с патрубком
для присоединения воздушной трубы 5. Верхнее основе кие. камеры-
снабжено большим количеством мелких отверстий, через которые
воздух, подаваемый по трубе, просеивается, образуя в -рубе I пу-
зырчатую смесь с гкидкостыо.
По условию равновесия жидкости в сообщающихся, сосуда х.
наружный столб жидкости с высотой, равной глубине погружения
//п, стремится уравновеситься с более легким столбом смеси в тру-
бе 1. При этом глубина погружения может быть подобрана такой,
что она не только уравновесит, но и несколько превысит необходи-
мую высоту столба смеси Н ц-| Н. Таким образом, при непрерывной
подаче воздуха в камеру будет происходить подача смеси по требе
1 на уровень В. Через верхний открытый конец этой трубы смесь
будет выливаться, а .заключенный в ней воздух выделяться в ат-
мосферу. Вода будет непрерывно подсасываться через отверстия 2
в стенке нижнего копна трубы.
Если для перемещения жидкости употребляется воздух, то
подъемник такого типа называют эрлифтом, а если какой-шбо тех-
нический газ — то газлифтом.
Обозначим через р и рсм плотности жидкости и смеси ее с воз-
духом или газом. Условие равновесия жидкости, окружы ющей тру-
бу 1, ниже уровня А и смеси в трубе записывается так;
pH и—,0с м (Н-у Н п) .
1 Вся глава «Струйные насосы» изложена по книге Е. Я. Со-
колова «Тепловые сети» [Л. 26].
27—130 409
Отсюда может быть определена высота подачи жидкости Эр-
лифтом
(18-1)
Следовательно, высота подачи эрлифтом жидкости заданного
удельного веса пропорциональна глубине погружения и зависит от
кончен: рации воздуха в смеси.
Рис. 18 1. Схема работы
эрлифта.
Рис, 18-2. Влияние р,:м на
высоту подачи эрлифта.
Уравнение (18-1) предела b.ich.o графически при //„—const па
рис. 18-2. Приближение величины рсм к пулю вызывает стремление
высоты подачи к бссконсч1ил.-л1. Этот факт, вы iекающий из урав-
нения равновесия жидкости в, сообщающихся сосудах, в действи-
тельности применительно к движущейся смеси не подтверждается
При работе эрлифта, .энергия затрачивается не только па переме-
щение жидкости с нижнего уровня па верхний, но также и па
нроололение сопротивлений при движении и сообщение жцдкос.т.ч
к и н с г I: 11 с к о й энергии.
Ес ян рсМ-=р, то воздуха в смеси нет и //=/). Повышение со-
держания воздуха п смеси уменьшает плотность се и вызывает
некоторую высоту подъемя Я>0. Если при этом смесь из верхнего
конца трубы выливается, то в трубе происходит непрерывное дви-
жение со скоростью, тем большей, чем меньше рг,м,
Есс’н уменьшить плотность смеси до некоторого критического
значения (pCIl1)i;p, то дальнейшее снижение его будет вызывать
понижение высоты подъема вследствие быстрого роста гидравличе-
ских сопротпвтений, а также но причине прорыва воздушных масс
41Л
через толщу смеси на поверхность. Поэтому действительная зави-
симость Я=/(/'см), представленная на рис. 18-2 пунктирной линией,
начиная с (рСм)кр резко отклоняется от расчетной.
Глубину погружения принято выражать в процентах полной
высоты трубы эрлифта
= ~Н + на 100<;/<'' (18'2)
Отсюда можно найти абси.чютнос значение глубины погру-
жения:
(/Л|)%
Н — Н---------------—
- Л 100 - (1/п1
(18 а).
Глубину погружения, необходимую для подачи жидкости на
заданную высоту Н, можно пасс.чятать на основании теоретических
соображений. Последние ввиду сложности действительного процес-
са движения смеси и трубе опираются !.и упрощенные схемы этого,
движения и поэтому должны корректироваться практикой.
Для расчета //„ обычно пользуются таблицами, составленными
по ститнстическим спе.чениям о выг.олпсиных эрлифтах.
Могут быть )1с”о.ть-юваны с.телтюище данные:.
//, м..........До 40 40—75 90—120 120—180
(//„)%• % • • • 70 60 55 45
Приняв ио выражению (18-3), можно определить глу-
бину погружения в метрах.
Для малых подъемов 1.туби.ча погружения существенно пре-
в'чхолит высот- подъема; установка эрлифта требует значительной
...типы г.о.и>гюд।«мной '.T.ijb', '.'.од уровнем подаваемой жидкости.
IS? НЕОБХОДИМОЕ КОЛИЧЕСТВО И ДАВЛЕНИЕ ВОЗДУХА
Если эрлифт подает жидкость с плотностью р (кг/м3) на вы-
соту Н (,м) в количестве Q ;.м3/с), то полезная мощность.. эазви-
же мая им, равна, Дж.,ж
,V„=pQgW.
Положим, что эрлифт расходует воздух нормального состояния
Г; (мё/с). ио.i;o.iимыи в напорную камеру под давлением Па.
В трубе эрлифта в процессе подъема жидкости рас.холсетсч медь
ноеть. штрачеаиая в е.омппсссорр. установки, равная
Следовательно, к. п. л. эготифта
pQgH
Коэффициент полезного действия эрлифта зависит от гт'.б.ащ;.
'Т’жсния и п гцедп'.'М рапе 0,5
Ha уравнения (18-4) следует
I
pQg//
. /’2
По угазнепию (18-5) можно рассчитать количество воздуха,
необходимое для подачи расхода Q па высоту Н. Очевидно,
p2=pgHK.
(18-6)
'Ргбогт эрлифта можно представить диаграммой V—Q
(рис (S-3). При нагнетании в камеры эрлифта малых ксличсстг.
доздуха подачи нет вследствие низкого значения реи
Рис, 18-3, Зависимость подачи и
к. п, д. эрлифта от расхода воздуха.
Ппи узеличеипи подачи воздуха до Р, столб смеси достигает
верхнего выходного конца трубы и при дальнейшем повышении И
эрлифт г.роизводит подачу. Здесь наблюдается постоянное увеличе-
ние подачи до тех пор, пока количество подаваемого воздуха сде-
лается равным У2- При этом Q—Qm:,,!C. Дальнейшее увеличение V
приводит к и о, I жа imo питтчи д ртифта Это объясняется повыше-
нием гидравлического сопротивления трубы эрлифта и увеличением
содержания воздуха в смеси.
Коэффициент полезного действия эрлифта в процесс е измене-
ния V изменяется и достигает' максимального значения ранее, чем
ц.жгпг.':'-.тся наивысшее значение Q.
оаомич юсть работы эрлифта можно оценивать уде; юным
обт.-жщу. расходом воздуха:
।
л воздуха/л жидкости
Эта величина зависит в основном от высоты подачи следую-
щим обрасот;.
//, м . • [5 36 GO 60
1 уд, J 1;'Л . . . . . 2 3,5 5,6 8,5
412
18-3. МОЩНОСТЬ КОМПРЕССОРА. КОЭФФИЦИЕНТ
ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ УСТАНОВКИ
Даз.к-нис р«, создаваемое компрессором при подаче воздуха
к эрлифту, больше давления в воздушной камере.
Очевидно,
pK=pgWn4-A/’, (18-7)
где Др — потеря давления воздуха в трубе от компрессора к эр-
лифту.
В установках эрлифтов употребляются поршневые компрессо-
ры с охлаждением. Мощность па валу такого компрессора
\ 1п ~ -^-д- - (18-8)
/л Ли?'Ill
Для шлиппевых компрессоров с охлаждением i]».i=0,7; i|M=
=0.9.
Электрическая мощность, потребляемая установкой с эрлиф-
том. Дж/е
Л'эл = -^7------г ' (18-9)
Ч и напер /1 Ытз^мЧлюшер
При 'Непосредственном соединении валов двигателя и компрес-
сора )|нер=1, а при клипоременной передаче гр,,;р=0,96.
Полный к. п. д. установки
/V., pQp/7
ч --- -----(18-10)
Непосредственные измерения, проведенные па установках с эр-
лифтами. показывают, что t]=0,20-s-0,35.
18-4. КОНСТРУКЦИИ ЭРЛИФТОВ
Конструктивные формы эрлифтов очень просты и детали их
доступны для изготовления даже в небольших механических ма-
стерских.
Наиболее часто встречаются эрлифты с подводом воздуха по
центральной трубе (рис. 18-4).
В нижний конец подъемной трубы 1 па трубе 2, ведущей от
компрессора, подвешена воздухораспределительная труба 3. По-
следняя снабжена отверстиями диаметром 3—6 мм для ipiunoMei>-
itoro выбрасывания пузырьков воздуха в жи.чкость и образования
однородной смеси.
Лопасти 4 служат для центрирования трубы 3 в трубе 1. Воз-
духораспределительная труба 3 изготовляется из бронзы или серо-
го чугуна.
В некоторых конструкциях труба 3 закрепляется в подъемной
трубе /, а воздушная труба 2 пропускается снаружи последней и
кропится в иен металлическими скобами.
413
На верхнем конце подъемной трубы располагается устройство
для улавливания смеси и предотвращения разбрасывания ее пс
сторонам. Здесь же происходит выделение воздуха из смеси. Такая
конструкция показана на рис. 18-5.
Отбойный конус 3 жестко закрепляется на верхнем конце тру-
бы / при помощи тяг 4 из полосового металле. Воздушпгя тр\;бг>
Рис. 18-4. Продольное сечение ниж-
пего гонца эрлифта г вентральным
годы.'зем воздуха
Рис. :8-о. (? т'.. ни ...'. о верх-
нем конце подъемной трубы эр-
лифта.
2 подвешивается к конусу 3 на фланце 5. Смесь жидкости и воз-
духа, выбрасываемая из подъемной трубы, отклоняется конусом .5
и сбрасывается нт верхний уровень.
ГЛ ри Г 1О ПЧИХ. тиаметпах подъемных .тчу,б и знлч,1'те.".'.ит ix вы-
сотах пол'.'.чи эрлифта Kp.cn.ntHv.e отбойного конуса .гыжио быть
очень прочным, так как удары смеси ппи изменениях наползленна
Li- движения ипгтигето’ оолыИ'Ж силы.
Детали эрлифта. езпс'икесающисся со смесью. жела iе.н.но из-
в .1 ч । ь и: да । ериалоп , хоцошс противостоящих корг.рзпи, пли
в с у/linen с ; 'С1:: ". скрывать слоем, защитной краски или :.ik;i
18-5. ПРИМЕНЕНИЕ ЭРЛИФТОВ
Исключительная. простота лонструкнии и надежность лействия
эрлифта обусловливают широкое распространение его.
Эрлифты применяются для подъема воды из буровых скважин
.'косых jj!.1 ,м<-з'>ыв . и.. гД'убчд; . г3 этом :учае э.пллфт пил-етси самым
!1|:Ы"Ш| ;1 Ц’.ЩеЖЯЫМ ’ИНОМ ВОДОПОД ЬОМИИК3 ()ДН,!КО НО )К1.Ч'1-
МИЧИОСТН У'?Т|фт '/Т'/."" ~. Щ7ЩДГ0ВЫ'.1 ’-орширвым. ч. • ••.•Гнниым.
цеп’г-обежным насосам
414
I ’1'-! ii.i.'ii i рали ловаппом водоснабжении промышленных пред-
/рнягйй Суровые скважины с эрлифтами применяются к качестве
резервкшисгочника снабжения водой; невысокая экономичность
jKcti.iyjT,!,ши эрлифта здесь не имеет существенного значения.
Однако иногда водоснабжение промышленных предприятин" и
населенных мест из буровых скважин является во местным усло-
виям единственно возможным; в этих случаях эрлифты применяют
наряду ' я:.госами как основное устройство для водопо/дъсма.
Особое значение. имеет эрлифт для подъема воды из буровых
скважин малого диамез ра, где. невозможно употребление поршне-
вых и ась гробежных насосов.
Применение эрлифтов целесообразно в случае подачи агрес-
сивных жидкостей на небольшую высоту. Такие, случаи встреча-
ются в xhmii'ic.ckoiF и пнщевоп" отраслях промышленности.
Эрлифт можно применять для ноцьсма загрязненных жидко-
стей с песком, золой, торфом.
Недостатки эрлифта: низкий к. н. д. и вследствие этого невы-
сокая экономичность, большая глубина погружения, невозможность
подачи жидкости в горизонтальном и слабонаклонном трубопрово-
дах, загрязнение подаваемой эрлифтом жидкости компрессорным
маслом, существенное повышение содержания кислорода и подавае-
мой жизкосги.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Агроскин И. И., Пикалов Ф. И., Дмитриев Г. Т. Гидравлика.
М., Госэнергоиздат, 1964.
2. Башта Т. М. Машиностроительная гидравлика. М., Маш-
1'нз, 1963.
3. Вентиляторы общепромышленного и специального назначе-
ния. Материалы Всесоюзной конференции по вентиляторострое-
iiitio, 1965.
4. Типаж насосов вихревых и центробежно-вихревых. ЦБТГГ
1963 (ВИГМ).
5 Исследование гидромашин, вып. XXXIV, 1964 (ВИГМ).
6. Осевые насосы. Каталог-справочник, 1961 (ВИГМ).
7. Насосы. Каталог-справочник, 1959 (ВИГМ).
Я. Труды, вып. XXXV, 1965 (ВНИИГидромаш).
9. Информационные сообщения № 1 и 2, 1964 (ВНИИГидро
маш).
10. Галимзянов Ф. Г. Вентиляторы. Атлас конструкций. М.,
«Машиностроение», 1968.
11. Голубев А. И. Современные уплотнения вращающихся ва-
лон. М., Машгиз, 1963.
12. Гофлин А. П. Аэродинамический расчет проточной части
осевых компрессоров. М., Машгиз, 1959.
13. Захаренко С. Е. и др. Поршневые компрессоры. М., Маш-
гиз, 1961.
14. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивле-
ниям. М., Госэнергоиздат, 1960.
15. Кириллов И. И. Теория турбомашин. М., Машинострое-
ние, 1972.
16. Левин И. М., Боткачик И. А. Дымососы и вентиляторы
мощных электростанций. М.-Л. «Энергия», 1962.
17. Ломакин А. А. Центробежные и осевые насосы. М.. -Maniii-
построспие», 1966.
18. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. Насосное оборудование
ТЭС. М„ «Энергия», 1975.
19. Невельсон М. И. Центробежные вентиляторы. М., Госэнер-
гоиздат, 1954.
20. Подобуев Ю. С., Селезнев К. П. Теория и расчет центро-
бежных и осевых компрессоров. М., Машгиз, 1957.
21. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов.
М., Машгиз, 1960.
22. Рис. В. Ф. Центробежные компрессорные машины. М., «Ма-
шиностроение», 1964.
416
23. Риктер Л. А. Тяга и дутье на тепловых электростанциях.
М„ Госэнергоиздат, 1962.
24. Сидоров М. Д. Справочник по воздуходувным н газодувным
машинам. М., Маиитгз, 1962.
25. Синев Н. М., Удовиченко П. М. Бессальниковые водяные
nacoci.t. М.. Лтомпздат, 1972.
26. Соколов Е. Я. Тепловые сети. М., Госэнергоиздат, 1956.
27. Соколов Е. Я., Зингер Н. М. Струйные аппараты. М., «Энер-
гиям. 197(1.
28. Степанов А. Н. Центробежные и осевые компрессоры, воз-
духодувки и вентиляторы. М., Машгиз, 1960.
29. Степанов А. Н. Центробежные и осевые насосы. М., Маш-
гиз, I960.
30. Теплотехнический справочник. М., «Энергия», 1971.
31. Ушаков К. А., Брусиловский, Бушель А. Р. Аэродинамика
осевых вентиляторов и элементы их конструкций. М., Госгортехиз-
дат, I960.
32. Френкель М. И. Поршневые компрессоры. М., «Машино-
строение:., 1969.
33. Хлумский В. Поршневые компрессоры . М., Машгиз, 1962.
34. Насосостроение и арматуростроепие, вып. № I, 2, 3, 1965
( Ц11Г1Т1 (хнмпефтемаш).
35. Черкасский В. М., Романова Т. М., Кауль Р. А. Насосы,
компрессоры, вентиляторы. М., «Энергия», 1968.
36. Шерстюк А. И. Осевые компрессоры. М.. Госэпергоиз-
дат, 1955
37. Шерстюк А. Н. Вентиляторы и дымососы. М„ Госэнерго-
издат. 1957.
38. Шерстюк А. Н. Компрессоры. М„ Госэнергоиздат, 1959.
39. Шерстюк А. Н. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М.,
«Высшая школа», 1972.
40. Яременко О. В. Испытания насосов. М., «Машинострое-
ние., 1976.
41. Эккерт Б. Осевые и центробежные компрессоры. М„ Маш-
П13, 1959.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие..............................
Принятые обозначения и едини и из мереи и и
Введение.................................
Ч A s'. I Ь !
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Глава первая. Классификация. Области применения 12
1-1. Определение, гидравлических и газовых машин 12
1-2. Лопастные насосы........................... 14
1-3- Обт.е м: I i,ie насосы ........ 1л
1-4. Струйные насосы и пнадматнческие подъемники для
жидкостей..................................... 16
!-.">. Классификация насосов по свойствам сср.е'’е1цаемой
е.ли1 среды и основным параметрам • . . . 18
1-6. (Jotl'tii промышленного испо.-и. юяания различных
ei’cocia:............................................... 12
Глава в г (>[>.! :: Основные положения и определения , 21
2-’. Подача, лчилсвг.е. напор и энергии, создаваемы'4 иа-
i'cCOM и вентилятором....................................21
2-2. Мощность и к. п, д..................................... 24
2-3. Совместили работе, насоса п водопровода ... 25
ЧАСТЬ 11
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ
Глава т р е г и я. Основы теории ....... 27
J I. ripiiiiii'iii действия....- 27'
3-2. Уравнение Эйлера. Теоретический и дсйетв1пг.тьныВ
!1'июры ..............................29
418
3-3 Уравнение энергии потока жидкости в рабочем колесе 34
3-4 Влияние угла рабочих лопастей на создаваемый
напор ............................................. 36
Течение в межлопастных каналах. Основные размеры
рабочего колеса 42
3-6. Подводы и отводы............................... 4(5
3-7. Мощность и к. п. д. . •....................... 53
3-8. Многоступенчатые центробежные насосы .... 57
3-9. Уравновешивание осевой силы в центробежных насо-
сах . . . ...............................61
3-10. Теоретические характеристики................. • •’б
3-11. Действительные характеристики . 69
3-12. Регулирование иодачи .............................03
3-13. Параллельное и последовательное включения центро-
бежных насосов в сеть трубопроводов . • 107
3-14. Неустойчивость работы. Помпаж......................НО
Глаза четвертая. Центробежные насосы .... 123
4-1. Формы рабочих колес...............................123
4-2. Коэффициенты полезного действия центробежных на-
сосов . ........................................126
4-3- Гидравлический расчет колеса с цилиндрическими ло-
пастями (ориентировочный способ) .................... 127
4 4. Допустимая высота всасывания ..... 132
4-5. Характеристики. Регулирование подачи . 140
4-6. Основные конструктивные элементы центробежного
насоса . . . . .................... -143
4-7. Конструкции центробежных насосов . . . . 151
4 8. Влияние температуры жидкости на конструкцию цен-
тробежных насосов . . . ....................166
4-9. Особые конструкции агрегатов с центробежными иа-
сосами ........................................... . 169
4-10. Выбор насосов и приводных двигателей . . . 177
4-11. Устройство и эксплуатация насосных установок . 131
Г л а и ?. и я I а я Центробежные вентиляторы .... 184
5-1. Основные понятии. Применение .... 184
5-2. Энергия, сообщаемая газу центробежным вентилято-
ром. Давление вентилятора ........ 186
5-3- Подача, мощность и к. п. т. вентилятора. Выбор вен-
тилятора ............................................188
5-1. Характеристики и регулирование центробежных вен-
тиляторов . ................................ _ 190
5-5. Копс; руктивпос выполнение центробежных вентиля-
т оров................................................. 1 '.!
419
207
0-6. Вентиляторные установки......................
5-7 Влияние механических примесей в газе на работу вен-
209
тнлятора .........................................
ЧАСТЬ III
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ
Глава шестая. Основы теории . .......................211
6-1. Решетка профилей....................................211
6-2. Основные уравнения теории . ................
6-3. Напор, потери энергии, к. п. д......................220
6-4. Многоетх пепчатые насосы н вентиляторы . . 22.>
6-5. Особенности условий работы длинных лопаток . . 224
6-6. Расчет осевых насосов и вентиляторов ..... 226
6-7. Характеристики и регулирование подачи .... 229
Глава с ед в мая Конструкции осевых насосов и венти-
ляторов ............................................. 231
7-1. Осевые насосы . . . .....................231
7-2. Осевые вентиляторы ................................233
ЧАСТЬ IV
ОБЪЕМНЫЕ ПОРШНЕВЫЕ И РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
Г л а в а н о е в м а я . Поршневые насосы...................241
3-1. Индикаторная диаграмма............................ 241
8-2. Подача поршневого насоса............................243
8-3. Неравномерность всасывания и подачи поршневых
насосов...........................................• 244
8-4. Мощность, потребляемая поршневым насосом, и его
к. и. д. :.......................................250
8-5. Регулирование подачи. Характеристики..........252
8-6. Совместная работа поршневого насоса и трубопровода 2.т1
8-7. Допустимая высота всасывания ...... 255
8-8. Конструкции поршневых насосов.................257
8-9. Испытания поршневых насосов и определение неис-
правностей в работе . . ....................265
Глава девятая. Роторные насосы...............................269
9-1. Основные, конструктивные типы. Подача . . . 269
9-2. Неравномерность подачи насосов.......................274
9-3. Мощность и к. п. д. насоса ........................ 275
9-4. Характеристики и регулирование подачи насосов . 276
9-5. Области применения и конструкции насосов . . 278
420
ЧАСТЬ V
КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ
Глава десятая. Основы теории ...... 28 i
10-1. Основные понятия. Типы компрессоров ... 281
10-2. Термодинамика компрессорного процесса . . 284
10-3. Коэффициент i.i полезного действия компрессоров . 292
10-4. Охлаждение. Ступенчатое сжатие.................29')
10-5. Количество ступеней. Промежуточное давление 297
10-6. Сверх’жую выс компрессоры .....................299
10-7. Характеристики лопастных компрессорных машин. Пе-
ресчет характеристик ......... 301
10-8. Особенности регулирования лопастных компрессоров 305
Глава од я и н а д ц а т а я. Центробежные компрессоры 31)7
11-1. Ступени центробежного компрессора................307
1'1-2- Мощности на валу центробежного компрессор.! . 310
11-3. Приближенный расчет ступени.....................311
11-4. Конструкции центробежных компрессоров .... 316
Глава двенадцатая. Осевые компрессоры .... 32]
12-1. Ступень осевого компрессора.....................321
12-2. Конструктивные формы осевых компрессоров 327
12-3. Метод расчета основных ра пн-ров ступени компрес-
сора ....................................... ... 331
12-4. Примеры конструкции ........................... 334
Глава тринадцатая. Поршневые компрессоры 338
13-1. Индикаторная диаграмма .....................338
13-2. Процессы сжатия п расширения гача в поршневом
компрессоре .......................................339
1-3-3. Мощность и к. п. д.............................340
13-1. Мертвое пространство. Подача....................341
13-5. Многоступенчатое сжатие ...... 344
13-6. Мощность многоступенчатого компрессора . . 346
13-7. Конструктивные типы компрессоров ... - 346
13-8. Действительная индикаторная диаграмма 35'Л.
13-9. Подача и давление поршневого компрессора . цоб-а-
тающего на трубопровод ...... . 354
13-10. Регулирование подачи . ................ 355
13-1 Г Конструкции компрессоров.................... . 360
13-12. Компрессоры со свободно движущимися порщ-лами 369
13-13. Компрессорные установки.........................371
13-14. Испытание компрессора. Онепгегичес'шн б/итпс
компрессора . •................................374
421
13-15. Экономичность работы компрессора................375
13-16. Расчет основных размеров ступеней компрессора . . 376
Глава четырнадцатая. Роторные компрессоры . . 378
14-1. Способ действия- Подача..........................378
14-2. Мощность и к. п. д. 381
14-3. Регулирование подачи роторных компрессоров . . 382
14-4. Конструкции роторных компрессоров................'82
ЧАСТЬ V!
МАШИНЫ СПЕЦИАЛЬНЫХ ТИПОВ
Глава пятнадцатая. Вихревые насосы 384
15-1. Способ действия вихревого пасоса.................384
15-2. Основы теории 38п
15-3. Действительные характеристики ..................389
15-4. Уравновешивание сил. действующих на вихревое ко-
лесо ..................................... 390
15-5. Центробежно-вихревой насос ......................392
15-6. Область нрнмсиепия. Регулирование. Конструкции . 394
15-7 Увеличение к. п. д. вихревого насоса направляющими
лопастями г> отводе...................• 395
Глава шестнадцатая. Водокольцевые вакуумные насосы 398
16-1 Способ действия.................. . . . 398
16-2. Вакуум. Подача. Мощность ... ... 399
Глава с ем и а д т а т а я. Струйные насосы .... 496
17-1- Способ действия. Основные понятия................400
17-2. Рабочий процесс и расчет струйного компрессора . 401
17-3. Расчет водоструйного насоса......................406
17-4. Характеристики струйных насосов. Регулирование
подачи .........................407
Г л а ва в о с е м н ?. д цата я Эрлифты..................409
18-1. Способ действия. Основные понятия . . . - . 409
18-2. Необходимое количесазо и давление воздуха . . 411
18-3. Мощность компрессора. Коэффициент полезного дей-
ствия сстаиопки . . . ...............413
18-4. Конструкции эрлифтов.............................413
18-5- Применение эрлифтов.............................414
Список литературы .............................416
ВЛАДИМИР МИХАИЛОВИЧ ЧЕРКАССКИЙ
НАСОСЫ, ВЕНТИЛЯТОРЫ, КОМПРЕССОРЫ
•
Редактор А. К. Михайлов
Редактор издательства М. И. Kij:<deu,oeu
Переплет художника 7'. Н. Хрыювой
Художественный редактор Т. Н Хчолюва
Технический редактор /'. Г. Самсонова
Корректор И. ,4. Володяеиа
ИБ № 171
д
Сдано в набор 11/IV 1977 с.
Подписано к печати 13/IX !9?7 г. Т-13424
Формат 84Х108'/зи Вумака типографска) .V 1
Усл. лея. л. 22,23 Уч,-изд. л. 22,44
Тираж 45 000 эка. Зак. 13ц Цена 1 р. 10 к.
Издательство «.Энергия*,
Москна, М-114, Шлюзовая наб,, 104
Московская типография № 10 Сою?>пол;ц-; афпромд.
при Государственном комитете Сонета
Министров СССР по делам ипэ, . , тв ,
полиграфии и :!1 ИЖ 1И;11 торгон.; 11 .
Могква, М-111, Шлюо^пая наб., Э
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ЭНЕРГИЯ»
ИМЕЕТСЯ В ПРОДАЖЕ
Кржижановский Р. Е., Штерн 3. Ю. Тепло-
физические свойства неметаллических материалов
(окислы]. Справочная книга. 1973. 336 с. с ил.
1 р. 45 к.
Приведены данные о физических свойствах окис-
лов и карбидов в широком диапазоне температур
и других параметров. Наибольшее внимание уделе-
но теплофизическим и термодинамическим свой-
ствам этих материалов: коэффициентам теплопро-
водности, теплоемкости, линейного расширения
и т. д. Кроме теплофизических свойств для каж-
дого материала приведены данные, которые харак-
теризуют его структуру, степень взаимодействия
с другими материалами, и некоторые другие общие
сведения, что позволяет обеспечить комплектность
и определенную универсальность справочника.
Предназначена для широкого круга специали-
стов, занимающихся исследованием, проектирова-
нием и эксплуатацией энергетического и другого
оборудования.
Приобрести эту книгу можно во всех книжных
магазинах, распространяющих техническую литера-
туру-
В случае отсутствия ее в местных магазинах за-
каз можно направить по адресу: 121096 Москва,
ул. Василисы Кожиной, 10, магазин № 170, отдел
«Книга—почтой».