ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ

4.1. Формы рабочих колес насосов различной быстроходйости

Конструкция колеса в значительной степени определ ется его коэффициентом быстроходности ris. В зависимое от коэффициента быстроходности рабочие колеса лона ных насосов условно разделяют на пять основных тип( показанных на рис. 4.1,

При увеличении коэффициента быстроходности наб даются возрастание относительной ширины лопасти ра чего колеса на выходе и уменьшение относительного ружного диаметра его, т. е. рабочее колесо преобразует последовательно из радиального в осевое.

Из фоулы коэффициента быстроходности п =3fibnYQfH видно, что колесо центробежного на са, предназначенное для работы с заданными Q к Н, ol дает тем большей быстроходностью, чем больше его чаи та вращения. Большие частоты вращения обусловлива; малые размеры и массу насосов и приводных двигателей при высоком КПД агрегатов. Поэтому применение рабочих колес с высоким (типы 5, 4, 5\ экономически целё-; сообразно.

При заданной частоте вращения о. Тем выше, больше подача и меньше напор, развиваемые рабочим лесом. Поэтому рабочие колеса с высоким коэффици том быстроходности являются низконапорными и да большую подачу (типы 5, 4, 5). Напротив, рабочие колеса типов 1 и 2 характерны для малых подач и высоких-напоров.

При оценке центробежных насосов при помощи к( фициента быстроходности Пз (3.92) следует иметь- В виду, что он определяет быстроходность не насоса в целом, а лишь одного рабочего колеса. Поэтому общий вид мулы для определения ris рабочего колеса многоступенч! того многопоточного насоса будет

3,65/г

где q и Я - полные подача и напор насоса; г - число nt токов; i - число ступеней давления насоса (см. § 3.8),

Рабочее колесо центробежного насоса заданных подачи и давления может быть изготовлено с двусторонним подводом жидкости. В этом случае заданная подача Q распределяется поровну между правой и левой его половинами. При этом коэффициент быстроходности колеса уменьшается в 2 раз и колесо становится менее быстроходным.

Условия работы лопастей колес различной быстроходности неодинаковы. Так, например, в тихоходном колесе

Рис. 4.1. Конструктивные типы рабочих колес;

J -тихоходное колесо, n=i0n-60; г -нормальное колесо. n,=80fI50: 3 -быстроходное колесо, itj-150--300; 4 - диагональное колесо, nJ=300-600; 5 - осевое или пропеллерное колесо, =600-!-1200

типа / (см. рис. 4.1) струйки потока жидкости движутся практически в одинаковых условиях, входная кромка лопасти лежит на цилиндрической поверхности, а сама лопасть является цилиндрической. Это особенность радиальных центробежных колес.

В нормальных и быстроходных колесах входные кромки лопастей вынесены в область поворота потока жидкости, т. е. в ту зону, где направление потока изменяется от осевого к радиальному. Это обстоятельство вызывает превращение цилиндрической лопасти в лопасть с поверхностью двоякой кривизны.

Резко выраженными формами лопастей двоякой кривизны обладают диагональные насосы (рис. 4.1, тип 4).

Общие требования, предъявляемые к конструктивной форме сечения лопасти: соблюдение расчетных углов входа и выхода, минимальное гидравлическое сопротивление н достаточная прочность. ...

Два первых требования удовлетворяются применением общепринятых способов построения средней линии сечения лопасти и употреблением профилей рациональной формы с тщательно обработанными .поверхностями про. точной части. Большое значение имеет форма поперечного сечения межлопастного канала, определяемая шириной ло-

/9£=С£

Рис. 4.2. Построение средней линии сечения лопасти одной дугой круга

Рис. 4.3. Формы сечений рабочих лопастей

пастей и их количеством; она должна обладать большим гидравлическим радиусом.

Один из простых способов построения средней линии сечения лопасти по заданным углам входа и выхода пока-*зан на рис. 4.2. По этому методу лопасть очерчивается дугой окружности.

Количество рабочих лопастей определяется следующими соображениями. Большое количество лопастей обусловливает каналы большой длины с благоприятной формой поперечного сечения, но при этом лопасти стесняют поперечное сечение, уменьшая пропускную способность- колеса.

Для каждого колеса существует некоторое наивыгоднейшее число лопастей, определяемое формулой (3.34). Обычно 2=6-8.

Известно также, что рациональные формы профилей, употребляемых в авиации и гидромашиностроении, имеют утолщенную округленную переднюю часть и тонкую заднюю кромку (рис. 4.3,й). Такая форма профиля лопасти благоприятна в смысле прочности. Однако при небольших размерах рабочего колеса утолщенные передние кромки рабочих лопастей значительно стесняют входное сечение, что от этой формы профиля приходится отказываться и применять сечения, приведенные на рис. 4.3,6 и в.

Толщина рабочих лопастей обычно назначается конструктивно. ,

4.2. Коэффициенты попезного действия центробежных насосов

Общие соображения о потерях энергии и коэффициент полезного действия центробежных машин были изложены в § 3.7.

Объемные потери в центробежных насосах обусловлены перетеканием жидкости через переднее уплотнение колеса и уплотнение втулки вала между ступенями насоса.

Теоретические соображения в связи с часто встречающимися конструктивными соотношениями приводят к следующему ориентировочному выражению для коэффициента полезного действия х\о:

(4.1)

Коэффициент а зависит от соотношения между диаметрами входа и выхода и составляет около 0,68.

Формулу (4.1 i можно использовать для практических расчетов.

У современных крупных центробежных насосов при тщательном изготовлении рабочих колес т]о=0,964-0,98, а у мелких и средних насосов т]о = 0,85ч-0,95.

Значение цо центробежного насоса в значительной мере зависит от состояния его уплотнений. Последние довольно быстро изнашиваются, в особенности в тех случаях, когда насос работает на агрессивных жидкостях.

Гидравлические потери в центробежных насосах обусловлены гидравлическим трением, ударами и вихреобра-зованием в проточной части. Плавно очерченные каналы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, расширений и сужений, тщательная обработка внутренних поверхностей проточной части обеспечивают высокий гидравлический КПД насоса.

Для современных крупных насосов при тщательном изготовлении лопастей гидравлический КПД можно определять по формуле

где Dm - условный диаметр живого сечения входа в рабочее колесо, называемый приведенным диаметром на

входе, В1п=УЩ-1,.

По статистическим данным

(4.3J

Сопоставляя выражения (4.2) и (4.3),можно видеть, что гидравлический КПД зависит от подачи и частоты вращения вала центробежного насоса.

Для современных насосов хорошего изготовления значения т]г лежат в пределах от 0,85 до 0,96. Мелкие насосы О с плохой обработкой внутренних поверхностей имеютТ т]г=0,800,85.

Механические потери обусловлены трением в уплотнениях и подщипниках, а также гидравлическим трением о поверхности рабочих колес и разгрузочных дисков.

Значения механического КПД у современных крупные центробежных насосов достигают т] =0,924-0,96; общий жe КПД центробежных насосов крупных размеров и тща-. тельного изготовления равен т]=0,75-=-0,90 и иногда 0,92.

4.3. Упрощенный способ расчета рабочего колеса насоса малой быстроходности

Исходными данными являются Q, м/с, Н, м, п, об/мин: Частота вращения назначается в зависимости от типа приводного двигателя. Центробежные насосы приводятся в движение обычно асинхронными электродвигателями со стандартными частотами вращения; следует ориентироваться на непосред-ственное соединение валов насоса и электродвигателя.

Крупные насосы имеют относительно низкие частоты вращения, а мелкие - высокие. Так, например, крупные насосы марки 18НД при 2=700 мм имеют = 730 об/мин, а малые насосы марки 2К-6 при 1)2 = 162 мм работают с =2900 об/мин.

Выбор количества ступеней производится путем сравнения заданных Q и Я с параметрами построенных насосов. Напор одной ступени H = H/z, где г -количество ступеней.

Для выяснения конструктивного типа насоса- рассчитывают коэффициент быстроходности п, по формуле (3.84). Далее по формуле (4.1) рассчитывают т]о и, вычислив по формуле (4.3) приведенный диаметр, по формуле (4.2) находят гидравлический КПД насоса.

Принимая т]м в указанных выше пределах, можно рассчитать общий КПД насоса ] = г]оТ]гТ]м.

Определив мощность насоса V = mgW/(1000T]y и крутя-щин момент Л1=97 500Л?/ , можно рассчитать по условиям (.ручивания диаметр вала насоса

d=Y Л1/(0.2тдо ). (4.4)

Бал насоса работает в основном на скручивание моментом М, но частично нагружен поперечными и центробежными силами, обусловленными небалансом ротора. Поэтому допустимое напряжение кручения Тдоп принимают пониженным: Тдо11= 1>2-ь2,0 кН/см.

Рис. 4.4. Расчетное конструктивное сечение рабочего колеса

Рис. 4.5. Построение начального элемента рабочей лопасти

Диаметр ступицы колеса (рис. 4.4) принимают равным

d =(l,21,4)d . Диаметр входа в колесо Do определяют по приведенному диаметру:

D = /? + rfcx . (4.5)

Приняв длину ступицы /ст= (l-r-l,5)rfcT, можно наметить конструкцию входной части колеса, как это показано на рис. 4.4. Рекомендуется последовательное вычерчивание конструктивного эскиза по мере получения расчетных размеров.

Окружная скорость на входе в межлопастные каналы

1 = ПЛ1П/ЗО. (4.6)

Полагая С\т = Са, построением входного параллелограмма скоростей определяют входной угол Рь

Конструктивный угол лопасти на входе получают, принимая угол атаки 1 = 0-6 (рис. 4.5),