ющего дросселя). Это объясняется отсутствием динамической ос силы и повышением рч с уменьшением подачи машины.

Формула (3.69) относится к одной ступени центробежной маши Если же центробежная машина состоит из ( одннаковы.х ступеней влення, то осевая сила на роторе машины будет равна

Р = iP ос ос*

в действительных условиях благодаря протечкам череаууплотнен значения осевой силы несколько отличаются от вычисляемых по вып жениям (3.69) и (3.70).

Осевая сила в многоступенчатых машинах может достигать бо ших значений, и восприятие ее упорными подшипниками при больше

недостаточно строгой симметрией ротора (влияние технологичес-

Рис. 3.22. Колесо центробежной машины с двусторонним входом

Хшпенб Е стелет Mcmi/nem Mcmt/nem

Рис. 3.23. Многоступенчатая машина с двусторонним симметричным входом

частоте вращения вала затруднено. Только у машин малых размеров я при небольшом числе ступеней можно допустить восприятие осевой сиЛы упорным подшипником.

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 применяются в одноступенчатых центробежных машинах. 1

В многоступенчатых и многопоточных машинах с четным числом рабочих колес можно разместить колеса одинаковыми группами с под- водом потока жидкости с разных сторон, как показано на рис. 3.23. В таких случаях осевые силы, создаваемые обеими группами коЛеС, одинаковы по значению, но различны но направлению и поэтому взаи г-но уравновешены. Такой способ уравновешивания осевой силы являете* одним из лучших, так как он обеспечивает надежное уравновешивание без понижения КПД машины. Для фиксирования ротора машины в осевом направлении и восприятия незначительных осевых сил, обусловлен-

ц х I! монтажных неточностен), в машинах такого типа устанавливают шариковый подпятник.

Выравнивание давления с обеих сторон рабочего колеса. Из диаграммы распределения внешних давлений на колеса машины (см. рис. 3 21) следует, что осевая сила является результатом неравенства осевых давлений перед колесом и за ним в пределах радиусов и Rb- Если на заднем диске колеса центробежной машины по окружности с радиусом и разместить уплотняющее цилиндрическое кольцо к, а в теле заднего диска близ ступицы колеса просверлить несколько отверстий, то давления перед колесом (на входе) и за ним будут уравновешены (рис. 3.24) II осевая сила будет вызываться только динамической составляющей ее. Динамическое усилие на входе относительно невелико и может быть воспринято шариковым подпятником.

Рис. 3.24. Уравновешивание осевой силы при помощи отверстий в основном диске рабочего колеса

равн

Рнс. 3.25. Уравновешивание осевой силы при помощи разгрузоч-иого диска (гидравлической пяты)

Отверстия в диске, сообщающие полости перед колесом и за ним, иногда заменяют соединительной трубкой, сообщающей указанные полости. Такой способ уравновешивания удобен, прост и поэтому широко распространен.

К недостаткам описанного способа разгрузки следует отнести некоторое понижение объемного КПД машины (за счет перетекания среды через отверстия) и ухудшение .структуры потока при входе на рабочие лопасти вследствие местных потоков через разгрузочные отверстия.

Разгрузочный диск (гидравлическая пята). В конструкциях многоступенчатых центробежных машин осевую силу можно уравновесить ецнальным диском, называемым разгрузочным (или гидравлической пятой) (Л на рис, 3.25), который жестко крепится за последним коле-

COM машины на валу. Давление р-г за последним рабочим колесом М{ шины распространяется через радиальный зазор бг и действует иа как это показано стрелками. В полости за диском поддерживается д, вление, приблизительно равное давлению pi во всасывающей трубе н coca. Это достигается соединением полости А со всасывающей тру( машины отводящей трубкой Б. Ясно, что давление, близкое к р, жег поддерживаться в полости А только при условии, что осевой за 6а между диском и поверхностью кольцевого выступа корпуса досга. точно мал по сравнению с диаметром отводящей трубки Б. В nporurf ном случае, т. е. когда размер б, увеличен и кольцевая щель шириной 6а имеет малое гидравлическое сопротивление, давление в полости А возрастет и диск, находящийся под действием разности давлений pi- будет создавать недостаточную осевую силу. При нормальных coqjhi шениях между размерами 6я, бг и диаметром отводящий трубки разгрузочный диск создает осевую силу, прилагаемую к валу и н, правленную вправо, равную осевой силе, создаваемой рабочими коле-

сами. Для этого разгрузочный удовлетворяющий условию

диск П должен иметь диаметр П

[Dfi - Dl) [( Р2 - VM - (Pi + VAfi )]. ( 3.7,

где .Z)bt - диаметр втулки рабочего колеса; Аг - гидравлическое сопр * тивление радиального зазора бг; hg-сопротивление перепускной труб ки Б.

. Такое уравновешивающее устройство обладает способностью а регулирования. Действительно, если по какой-либо причине ротор шины вместе с диском сдвинулся из нормального положения вправ! то зазор ба увеличится, гидравлическое сопротивление его уменьшитсй, давление в полости В снизится, а в полости А возрастет. Уравиовешя.-вающая сила на диске уменьшится, равновесие между осевой силой, создаваемой рабочими колесами, и уравновешивающей силой, созданной диском, нарушится в пользу первой и ротор сдвинется влево, восстановив нормальное значение зазора 6о. В противоположном направлении протекает процесс при сдвиге ротора из нормального положения влево. Таким образом, правильно рассчитанный диск будет автоматичест ки самоустапавливаться, обеспечивая соответствие между осевой Л уравновешивающей силами.

Конструктивное выполнение разгрузочного диска в воздушны* центробежных машинах отличается от рассмотренного, хотя способ дей-, ствия разгрузочного диска во всех случаях остается одним и тем же.

Уравновешивание с помощью разгрузочного диска нашло широкое орименение в многоступенчатых машинах благодаря простоте и надежности действия. Крупным недостатком этого способа уравновешивания является увеличение утечек жидкости, вызывающее снижение КПД м* шины. В одноступенчатых машинах сказывается также, влияние pac t>

в4

3 м щиости на преодоление потерь дискового трения. Поэтому в од-дост, пенчатых машинах разгрузочный диск не применяют.

Радиальные силы. Основная причина возникновения радиальных л - асимметрия потока на выходе из рабочего колеса, обусловленная g о новном влиянием отвода. При изменении скорости в отводе по закону сохранения энергии происходит соответственное изменение давле-дйя по длине отвода. Эти изменяющиеся давления в сумме и дают радиальную силу, действующую на ротор насоса.

Давление в спиральном отводе постоянно по длине лишь при расчетном режиме насоса с оптимальной подачей Qo- Естественно, что при регулировании насоса прн Q<Qo спиральный отвод работает как диффузор, а при Q>Qo -как конфузор, и скорость в нем соответственно уменьшается или увеличивается. Таким образом, радиальная сила воз.шкает лишь при отклонении режима от оптимального.

Из теоретических предпосылок н опытов радиальная сила в насосе со спиральным отводом рассчитывается по формуле

Из формулы видно, что максимальное значение радиальной силы {P,)ai,ic=krpgHDjbi достигается при Q=0, минимальное - при Q=Qo. Для насосов с кольцевым отводом применяется формула

<3

В ориентировочных расчетах принимается йл* 0,36.

Радиальные силы вызываются также статической и динамической неуравновешенностью ротора вследствие неточности технологии и монтажа насоса.

Радикальным способом уменьшения радиальной силы является применение двухзаходной спирали и канальных направляющих аппаратов.

Радиальные силы воспринимаются подшипниками насоса и существенно влияют иа их надежность и долговечность

3.10. Теоретические характеристики

Характеристиками центробежной машины называют графически изображенные зависимости

Я=/(Сг); N = F{Q)-r\ = F{Q)- = ф(0);

ac, = e(Q).

5-559

(3.72)

Если эти зависимости даны при п=const, то они явл; ются характеристиками при постоянной частоте вращен если же они даны при n=var, то их называют характери тиками при переменной частоте вращения.

Наиболее важной характеристикой является зависв. мость между напором и подачей (или давлением и пода чей).

Воспользуемся уравнением Эйлера для получения ретической характеристики напора при условии ai =

Из плана скоростей (см. рис. 3.2) следует, что

C2U = 2 -C2rCtgp2-

Кроме того, по уравнению неразрывности для выходное го сечения рабочего колеса при бесконечно тонких лопас-. тях I

ег = <2/(яВД.

Тогда

C2U = 2

nDJ>2

Подставив последнее выражение в уравнение Эйлера получим

J/--Sq]

Выразим наружную скорость через диаметр рабоче го колеса и частоту вращения его вала

2 = JtDjtt/eO.

Подставив это значение в последнее выражение, полу-

3600g

(3.73)

Для центробежной машины с заданными геометрич кими размерами при n=const

= С const; = £ const,

ее *

На основании последних соотношений получим следующее уравнение характеристики:

H = C~EQ. (3.74)

Это уравнение прямой линии; положение ее в коорди-датной системе Q, Н при заданных значениях п, и D2 зависит от угла Эг-

При построении характеристики центробежной машины jjpj, n=const предполагается изменение аргумента Q путем изменения открытия запорного органа на выходном-патрубке машины. Такой процесс называется дросселиро-

n=const

п=const

Рис. 3.26. Теоретические характеристики центробежных машин при различных углах Рг

Рис. 3.27. Теоретические характеристики центробежных машин с одинаковыми Q и Hi при различных углах Ра

ванием, а сами характеристики -дроссельными кривыми.

Независимо от формы рабочей лопасти, определяемой углом Рг, теоретический напор при Q=0 (полное закрытие регулирующей задвижки) будет равен С и определится однозначно диаметром рабочего колеса и его частотой вращения.

При Р2=л/2, ctg Р2=0 по уравнению (3.74) теоретический напор HToo=C=const; теоретическая характеристика машины получится в виде прямой, параллельной оси абсцисс (рис. 3.26).

Лопасти, отогнутые назад, характеризуются углом Р2<л/2} при этом второй член уравнения (3.73) положителен и увеличение Q вызывает снижение теоретического Напора. Характеристика такой машины представится наклонной линией, расположенной ниже характеристики машины с Р2=л/2, Напротив, если машина имеет лопасти с P2p n/2 (отогнутые вперед), то второй член уравнения J3.73) отрицателен и возрастание Q вызывает увеличение too. Теоретическая характеристика для такого случая

5 67