/
Text
ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
• * . •
И. А. ЧИН Я ЕВ
ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
СПРАВОЧНОЕ
ПОСОБИЕ
ЛЕНИНГРАД
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
1973
УДК 621.67 (031)
Чиняев И. А. Лопастные насосы. Справочное пособие. Л.,
4-63 «Машиностроение», 1973. 184 с.
В справочном пособии обобщены и систематизированы сведения
по расчету, конструированию, применению, испытаниям и эксплуатации
центробежных, осевых и вихревых насосов. Рассмотрены типовые кон-
струкции этих насосов и приведены их основные технические данные.
Рассмотрены вопросы регулирования и совместной работы насосов.
Справочное пособие предназначено для инженерно-технических
работников, занимающихся проектированием лопастных насосов. Оно
может быть также полезным для студентов вузов соответствующих
специальностей.
Табл. 25. Ил. 100. Список лит. 43 назв.
Ч
3135-177
038 (01) —73
177-73
6П5.7
Рецензент канд. техн, наук А. Н. Папир
Редактор канд. техн, наук В. Ф. Воронов
1
ИВАН АЛЕКСЕЕВИЧ ЧИНЯЕВ
ЛОПАСТНЫЕ НАСОСЫ
СПРАВОЧНОЕ ПОСОБИЕ
Редактор издательства В. М. Рошаль Переплет художника О. П. Андреева
Технический редактор А. А. Бардина Корректор 3. П. Смоленцева
Сдано в производство 17/VII 1972 г. Подписано к печати 28/XII 1972 г. М-56337
Формат бумаги 60 X 90*/и Бумага типографская № 3 Печ. л. 11,5
Уч.-изд. л. 13,6 Тираж 10.000 экз. Зак. № 18(68 Цена 92 коп.
Ленинградское отделение издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типон)афия № 6 Союзполиграфпрома при Государственном комитете
Совета Министров СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Директивами XXIV съезда КПСС по пятилетнему плану развития народного
хозяйства СССР на 1971—1975 гг. предусмотрено, дальнейшее увеличение выпуска
различных типов машин и механизмов, удовлетворяющих современным требованиям.
Дальнейшее развитие получит насосостроение, особенно увеличится выпуск лопаст-
ных насосов, широко используемых в различных отраслях народного хозяйства.
По лопастным насосам как в нашей стране, так и за рубежом выпущено большое
количество литературы, однако справочные пособия почти полностью отсутствуют.
Энциклопедический справочник «Машиностроение» (т. 12), изданный в 1948 г.,
содержит далеко не полные сведения по лопастным насосам, причем некоторые
из них уже устарели. Выпущенный в 1960 г. издательством «Машиностроение»
каталог-справочник по насосам (изд. 3-е) содержит только описание и основные
технические данные различных типов насосов.
Справочное пособие «Лопастные насосы» охватывает центробежные, осевые и
вихревые насосы. .Здесь обобщены и систематизированы сведения по расчету, кон-
струированию, применению, испытаниям и эксплуатации лопастных насосов, а по
стандартизованным типам насосов приведены данные из соответствующих стандартов.
Основное внимание уделено насосам, служащим для перекачивания чйстой воды,
причем наиболее полные сведения даны по центробежным насосам, получившим
наибольшее распространение в народном хозяйстве.
Автор стремился излагать материал в логической последовательности и по
возможности кратко, не загромождая его излишними данными и формулами, име-
ющими второстепенное значение. В необходимых случаях даны ссылки на работы,
в которых отдельные вопросы освещены более полно, чем в настоящем справочном
пособии. Это относится, например, к уплотнительным устройствам, которым посвя-
щены специальные монографии.
Книга написана в системе единиц МКГСС. Для перевода в систему единиц СИ
следует пользоваться следующими коэффициентами:
1 кГ = 9,8 Н 10 Н; 1 кГ/см2 = 9,8-10< Па «10б Па;
1 л. с. = 735,5 Вт; 1 мм вод. ст. = 9,8 Па; 1 мм рт. ст. = 133,3 Па.
Все замечания и пожелания просим присылать в адрес издательства: 191065,
Ленинград, ул. Дзержинского, 10.
1*
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
Q — объемная подача насоса
G — весовая подача насоса
qo6 — объемные потери в насосе
Ннапор насоса 4
Нт — теоретический напор насоса
Нст — статический напор насоса
Нд ~ динамический напор насоса
Нт — напор колеса с бесконечным числом лопастей
Нс — напор, потребляемый сетью
HfaK — вакуумметрическая высота всасывания
Нвс — геометрическая высота всасывания
Нвак. доп — допустимая высота всасывания
Нвак. кр — критическая высота всасывания
Nn — полезная мощность насоса
N — мощность, потребляемая насосом
Nmp — мощность трения
Nefi — внутренняя мощность
— гидравлическая мощность
Afxn —.крутящий момент, приложенный к валу
Ё — удельная энергия
g — ускорение силы тяжести
п — число оборотов ротора насоса
со — угловая скорость
ns — коэффициент быстроходности
т) — к. п. д. насоса
т)г — гидравлический к. п. д.
Tfo — механический к. п. д.
т)0 — объемный к. п. д.
ч\н,у — к- п- Д- насосной установки
ра — атмосферное давление
рп — давление насыщенных паров жидкости
рв — давление при входе в насос
рн — давление при выходе из насоса
v — абсолютная скорость жидкости
w — относительная скорость жидкости
и — переносная скорость жидкости
а — угол между абсолютной и переносной скоростями потока
р — угол лопасти
6fl — угол атаки
г — число лопастей рабочего колеса
t — шаг решетки лопастей
То — относительный шаг решетки
Г — циркуляция скорости
Рг — радиальная сила давления жидкости на центробежное колесо
— осевая сила давления жидкости на лопастное колесо
рк — коэффициент реакции колеса
р — плотность жидкости
р, — коэффициент абсолютной (динамической) вязкости
v — коэффициент кинематической вязкости
1 — коэффициент гидравлического трения
5 — коэффициент местного сопротивления
ГЛАВА I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
1. ТИПЫ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Лопастные насосы преобразуют механическую энергию, получаемую от двига-
теля, в гидравлическую энергию перекачиваемой жидкости. Принцип действия ло-
пастных насосов основан на силовом взаимодействии лопастей рабочего колеса с об-
текающим их потоком жидкости. •
Лопастные насосы подразделяются на три основных типа: центробежные, осе-
вые и вихревые.
Наибольшее распространение имеют центробежные и осевые насосы (рис. 1).
Рис. 1. Схемы насосов: а — центробежного; б — осевого:
1 —- рабочее колесо; 2 — корпус; 3 — подвод; 4 — спиральный отвод; 5 — диффузор; 6 — лопа
точный отвод (выправляющий аппарат)
В центробежных насосах (рис. 1, а) приращение энергии перекачиваемой
жидкости осуществляется в основном за счет действия центробежных сил, возни-
кающих при вращении рабочего колеса, причем течение потока жидкости в колесе
имеет радиальное направление.
В осевых насосах (рис. 1, б) приращение энергии перекачиваемой жидкости
осуществляется за счет взаимодействия вращающихся лопастей с потоком, направле-
ние течения которого параллельно оси вращения колеса.
В вихревых насосах энергия от колеса к жидкости передается вследствие дей-
ствия центробежных сил. Вихревое рабочее колесо по принципу действия аналогично
центробежному с радиальными лопастями. В вихревом насосе в отличие от центро-
бежного жидкость на пути ее движения от всасывания к нагнетанию проходит через
каналы рабочего колеса не один раз, а многократно.
К группе лопастных насосов относятся также насосы радиально-осевые, или
диагональные. Эти насосы являются промежуточной формой между центробежными
насосами и осевыми: вход воды у них осевой, а выход — по диагонали между осевым
и радиальным направлениями.
Лопастные насосы выполняются горизонтальными и вертикальными. В качестве
приводных двига!елей для них обычно используются электродвигатели, паровые и
газовые турбины.
6
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ НАСОСОВ
Основными параметрами, характеризующими работу насоса, являются: подача
(производительность), напор, потребляемая мощность, к. п. д., число оборотов
и допустимая высота всасывания.
Подача. Подачей или производительностью насоса называется количество
жидкости, подаваемой насосом в единицу времени.
В зависимости от характера установки, обслуживаемой насосом, подача выра-
жается в объемных или весовых единицах'. Объемная подача Q измеряется в м*1ч,
мЧсек., л!мин и т. п. Весовая подача G измеряется в m/ч, кПсек, и т. п. Весовая и
объемная подачи связаны соотношением
0= ОТ, (1)
где у — объемный вес жидкости.
Объемный вес у представляет собой вес единицы объема жидкости. Приведем
значения объемного веса у в к,Пм3 некоторых жидкостей при 20° С:
Пресная вода ........................... 999
Керосин............................... 790—820
Бензин ............................... 680—720
Глицерин .................... 1 249
Ртуть .......................... 13 600
Масло касторовое........................ 960
» минеральное (индустриальное 20) 890
При температуре не выше 30° С для пресной воды обычно принимают у =
= 1000 к,Пм3. Для минеральных масел в практических расчетах можно принимать
у = 900 кПм3.
Объемный вес жидкости изменяется при изменении температуры. Величину его
при новой (заданной) температуре t3 = /0 + Д/ можно определить по формуле
v' =_____Y_____
1 “Ь Ы
где у — объемный вес жидкости при температуре /0; Д/ — изменение температуры;
«об — коэффициент объемного расширения.
Значения коэффициентов объемного расширения некоторых жидкостей (10" ваоб):
Вода ........................208
Спирт.......................1100
Керосин ....................1000
Глицерин.....................500
Ртуть........................ 182
Напор. Напором Н насоса называется приращение механической энергии,
получаемое каждым килограммом проходящей через насос жидкости, т. е. разность
удельных энергий жидкости при выходе из насоса и при входе в него. Это приращение
энергии происходит за счет энергии, получаемой насосом от двигателя. Напор изме-
ряется в кТ-м/кТ, или, сокращенно, в м.
Если удельная энергия жидкости при выходе из насоса (рис. 2)
р и2
Е - — 4-7 4- —
Сн “ у + + 2g
а удельная энергия жидкости при входе в насос
1
2g
Рв
У
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ НАСОСОВ
7
то напор насоса будет
р __Р v2 — О1 '
H=EH — Ee = —---— + (ZH — Ze)+-H2ge (2)
где pHt ZH и vH — давление, отметка и скорость потока при выходе из насоса; рв,
Ze и ve — то же при входе в насос; g — ускорение силы тяжести.
Напор Н насоса можно разделить на статический (Нст) и динамический (Н$):
Н=Нст + Нд. (3)
Статическим напором насоса называется прира-
щение удельной потенциальной энергии жидкости в
насосе:
PH~^e-+ZH-Ze. (4)
Динамическим напором насоса называется прира-
щение удельной кинетической энергии жидкости в
насосе:
Потребляемая мощность и к. п. д. Энергия, полу-
чаемая насосом от двигателя в единицу времени,
представляет собой потребляемую насосом мощность,
или мощность на валу насоса, которую обозначим
через N. Часть этой энергии теряется в насосе. Если
вычесть из потребляемой мощности N мощность
всех потерь ДМ в насосе,\ то получим полезную мощность насоса
Nn = N — ДМ. (6)
Полезная мощность Мп представляет собой приращение энергии жидкости
в насосе в единицу времени:
Nn = GH =у(}НкГ-м/сек = л. с. = кет. (7)
/ О 1UZ
где G — в кПсек\ Q — в м3/сек\ Н — в м\ у — в кПм3.
Потери энергии в насосе характеризуются к. п. д. насоса т>, представляющим
собой отношение
’1=-^-. (8)
Отсюда потребляемая насосом мощность (в кет)
Число оборотов. За число оборотов п принимается частота вращения вала насоса
в об!мин. Назначение или выбор числа оборотов зависят от ряда условий, из которых
наиболее важными являются тип насоса и двигателя, допустимая высота всасывания,
степень экономичности, весовые и габаритные показатели.
Отдельные образцы современных лопастных насосов имеют и = 24 000 об/мин
и более.
Высота всасывания. Разность отметок оси насоса Zo и свободного уровня
жидкости в приемном резервуаре ZY называется геометрической высотой всасывания
8
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
и выражается формулой
Ww = 20-Z1. (10)
Отрицательная геометрическая высота всасывания называется подпором. В этом
случае насос находится ниже уровня жидкости в приемном резервуаре.
Высота всасывания, учитывающая не только высоту расположения оси насоса
над свободным уровнем жидкости в приемном резервуаре, но также гидравлические
ve
потери во всасывающем трубопроводе hcl и скоростную энергию жидкости ,
называется вакуумметрической высотой всасывания:
Нвак — Hoc + Н 2^” •
(И)
Отрицательное значение Нвак обозначает манометрический подпор.
Высота всасывания насоса ограничивается минимальным абсолютным давле-
нием Рппп» возникающим в потоке в области входа в колесо, которое должно быть
больше давления рп насыщенного пара перекачиваемой жидкости:
(12)
Pmin > Рп-
Таблица 1. Упругость водяного пара в м вод. ст.
t в °C 0 5 10 20 30 40 50 60 70
Рп У 0,06 0,09 0,12 0,24 0,43 0,75 1,26 2,03 3,18
t в °C 80 90 100 120 140 160 180 200 220
Рп У 4,83 7,15 10,33 20,25 36,85 63,03 102,3 158,5 236,6
Таблица 2. Упругость паров бензина, керосина и спирта в кГ/см*
t в °C Жидкость
Бензин Б*70 Керосин Т-1 Керосин ТС-1 Спирт
20 0,163 0,0394 0,0545 0,08
40 0,332 0,0575 0,0775 0,20
60 0,558 0,0747 0,117 0,493
80 1,033 „ 0,121 0,189 —
100 — 0,203 0,315 —
120 — 0,35 0,52 —
140 — 0,57 0,84 —
160 — 0,905 1,32 —
180 — 1,385 2,0 —
ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
9
В противном случае жидкость в местах возникновения минимума давлений вскипит
и работа насоса нарушится.
В табл. 1 приведены значения упругости водяного пара —*при температуре t
№ 220° С, а в табл. 2 — паров бензина, керосина и спирта в зависимости от темпера-
туры t при соотношении жидкой и паровой фаз 1 : 4.
Допустимая высота всасывания (см. п. 25) возрастает с увеличением давления
на свободную поверхность жидкости. При открытом резервуаре это давление равно
атмосферному ра.
Атмосферное давление зависит от состояния атмосферы. В табл. 3 приведены
значения нормального атмосферного давления в зависимости от высоты местности
над уровнем моря.
Таблица 3. Среднее атмосферное давление
в зависимости от высоты местности над уровнем моря
Высота ' местности над уровнем моря в к Среднее атмосферное давление Высота местности над уровнем моря в м Среднее атмосферное давление
мм. рт. ст. | м вод. cm. 1 мм рт. ст. м вод. ст.
0 760 10,3 1000 674 9,2
200 742 10,1 1500 634 8,6
400 724 9,8 2000 596 8,1
600 707 9,6 3000 525 ' 7,2
800 690 9,4 5000 405 5,7
3. ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Лопастные насосы, в особенности центробежные, имеют весьма широкое приме-
нение в народном хозяйстве. Центробежные насосы применяются практически во
всех отраслях народного хозяйства, где требуется перекачивать воду — холодную
и горячую, чистую и содержащую механические примеси. Они используются для
перекачивания вязких и химически активных жидкостей, а также бумажной массы,
торфа и других взвешенных веществ. Осевые насосы незаменимы в установках с боль-
шими расходами воды при малых напорах. Вихревые насосы применяются в основ-
ном при малых подачах.
Лопастные насосы в значительной степени вытеснили поршневые, область
использования которых в настоящее время ограничивается главным образом малыми
подачами и высокими давлениями.
По сравнению с поршневыми лопастные насосы, в частности центробежные,
имеют ряд преимуществ:
1) могут быть непосредственно соединены с быстроходными двигателями —
электродвигателем, паровой и газовой турбиной;
2) обеспечивают равномерный, без пульсации, поток;
3) имеют значительно меньшие габариты, вес и стоимость;
4) проще в обслуживании.
Недостатки:
1) меньший к. п. д. при малой подаче и большом напоре;
2) понижение к. п. д. при перекачивании вязких жидкостей;
3) неспособность к самовсасываниф при отсутствии специальных устройств.
В области низких и средних напоров и больших подач применяются исключи-
тельно лопастные насосы. В настоящее время вследствие усовершенствования мето-
дов проектирования и производства центробежных насосов они стали применяться
10
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
также и для высоких напоров. Для иллюстрации в табл. 4 приведены параметры
некоторых крупных насосов.
Современные лопастные насосы строятся для подачи до 25 лР/сек и давления
нагнетания до 450 ат [19].
Таблица 4. Параметры крупных лопастных насосов
Тип насоса Q в м*/сек // в м Af* в квпг п в об/мин П В % Вид привода
Центробежный 52В-17 10 78 7 500 375 92 Электродвига- тель
Центробежный СВПЭ-320-550 0,2 3300 8 000 7550 78 То же
Центробежный СВПТ-340-1000 0,32 3550 12 000 6000 80 Паровая тур- бина
Осевой поворотно- лопастной ОП11-260 41 19,5 12 500 250 88 Электродвига- тель
• Мощность двигателя. --
4. ПОТЕРИ В НАСОСАХ
Все потери энергии в насосе делятся на гидравлические, объемные и механиче-
ские и характеризуются соответствующими к. п. д. насоса.
Гидравлические потери. Часть энергии, получаемой потоком от рабочего колеса,
расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений hH при движении потока
В проточных каналах насоса. Действительный напор насоса
Н=НТ-кн, (13)
где НТ — энергия, переданная рабочим колесом потоку жидкости (теоретический
напор).
Гидравлические потери в насосе учитываются гидравлическим к. п. д.
Н Нт—, hH /1JV
ь—^=-Т—1141
Объемные потери. Внутри насоса имеют место протечки жидкости через уплот-
нения рабочего колеса и в системе уравновешивания осевого усилия, поэтому по-
дача насоса Q меньше подачи рабочего колеса Q'. Величина объемных потерь со-
ставляет
Яоб = Q'— Q. (15)
Эти потери в насосе учитываются объемным к. п. д.
„ Q Q' Яоб 1 Яоб ftc\
При работе насоса имеют место также утечки жидкости через сальники, но они
составляют незначительную величину, и ими обычно пренебрегают.
Механические потери. Часть энергии, получаемой насосом от двигателя, рас-
ходуется на преодоление механического трения внутри насоса. К механическим по-
терям относятся потери на трение в сальниках и подшипниках, а также потери на
трение наружной поверхности рабочего колеса и других деталей ротора о жидкость
(дисковое трение).
УРАВНЕНИЯ ПОДОБИЯ ДЛЯ НАСОСОВ
11
Механические потери в насосе учитываются механическим к. п. д. т^. Если
мощность механического трения обозначить через Nmp> то
_ N Nmp _ . Nmp
(17)
Разность мощностей jV и Nmp представляет собой мощность, передаваемую рабо-
чим колесом потоку жидкости, т. е.
N-Nmp = ^^. (18)
К. п. д. насоса т] равен произведению
ческого к. п. д.:
гидравлического, объемного и механи-
Я Q vQ'HT vQH
П - ПеПоПж - Hr • Q, lQ2N - i02N (19)
Часто при расчетах пользуются следующим выражением:
11 yQ'HT+lO2Nmp , 4об\ 1 , Ю2^р
\ + Q ) Пг NQH
К. п. д. т] иногда называют полным или общим к. п. д. насоса. Он характери-
зует экономичность работы насоса и является важным его параметром.
5. УРАВНЕНИЯ ПОДОБИЯ ДЛЯ НАСОСОВ
При моделировании и испытании натурных машин на заводских стендах при
неполных значениях чисел оборотов, а также при проектировании новых машин пЬ
результатам исследований уже выполненных насосов широко используются урав-
нения подобия.
Для насосов с геометрически подобными проточными частями для напора Н
и внутренней мощности NeH справедливы следующие зависимости [16]:
= D2n2 / Qp nD3 \
g \ Dp ’ Q )>
(21)
= (22)
\ X /
оборотов;
вязкости.
где D — диаметр рабочего колеса; Q — подача насоса; п — число
р — плотность жидкости; р — коэффициент абсолютной (динамической)
Величины и представляют собой безразмерные критерии режима.
Зависимости (21) и (22) являются приближенными, так как они не учитывают
влияния шероховатости поверхности проточной части насосов.
Qp
Мощность и напор насоса от критерия в широком диапазоне его изменения
практически почти не зависят. Эта область называется автомодельной, и для нее
справедливы с точностью до масштабного эффекта, связанного с изменениями
12
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
фр
критерия (числа Re) и относительной шероховатости, следующие
подобия:
Qi _ / Di V ni _ л з
Q2 \ D2 J п2 ** п2 ’
f/L\2 = 12
Н2 \ D2 ) \п2 J М\П2 J '
^вн1 _ / Di V /ni V Р1 = х5 (—-V Р1
Nвн 2 \ В2 ) \ И2 / Р2 м \ и2 / р2
уравнения
(23)
(24)
(25)
где = -=-^-----масштабный множитель. Индексы 1 и 2 относятся к сравниваемым
D2
насосам.
Приближенные уравнения (23)—(25) справедливы с точностью до изменения
объемных, гидравлических и механических к. п. д. для сравниваемых насосов одной
и той же масштабной серии.
Уравнениям подобия можно придать следующий вид:
Qi _ 0г “2 •—; (26) п2 Т)02 (27) м \ пг ) Пл ’
/v2 -AjM /21-У ±121*1. (28) \П2 ) р2Пл<1
Отношение учитывает изменение объемных потерь в связи с изменением
относительной величины зазоров, обычно имеющим место при существенном изме-
нении масштаба; --------изменение гидравлического к. п. д. в функции числа Re и
масштабного коэффициента -^$2--------изменение относительной величины механи-
ческих потерь.
6. КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ
Для характеристики конструктивного типа проточной части насосов введено
понятие коэффициента быстроходности ns. Коэффициент быстроходности численно
равен числу оборотов эталонного насоса, геометрически подобного во всех элементах
рассматриваемому, с тем же гидравлическим и объемным к. п. д., но с полезной
мощностью в 1 л. с. при напоре 1 м. При этом предполагается, что эталонный насос
работает на воде с объемным весом у = 1000 кГ1м*.
Формула для коэффициента быстроходности насоса имеет вид
ns = 3(65n-gL, (29)
где п — число оборотов в об/мин\ Q — подача в м*1сек\ Н — напор колеса в м.
гт Q
Для насоса с двусторонним подводом жидкости вформулу (29) подставляется .
Коэффициент быстроходности определяется для оптимального режима работы
насоса, когда к. п. д. его достигает наибольшего значения.
РАБОТА НАСОСА В СИСТЕМЕ
13
Из формулы (29) видно, что коэффициент быстроходности при данных значе-
ниях Q и Н пропорционален числу оборотов п насоса. Чем выше число оборотов, тем
больше значение ns и тем меньше габариты и вес насоса.
Коэффициент быстроходности оказывает непосредственное влияние на форму
рабочего колеса. Так как данному напору соответствует примерно определенная
величина окружной скорости и2 на наружном диаметре рабочего колеса D2, то чем
больше число оборотов, тем меньше D2. Вместе с тем диаметр отверстия входа потока
в рабочее колесо Do определяется главным образом величиной подачи Q и лишь не-
Рис. 3. Типы лопастных колес в зависимости от коэффициента их быстроходности:
2 — ns = 80-4-140 — центро-
/ — ns = 40 4-80
— центробежные тихоходные
\ Do
л (Dt '
бежные нормальные -
\ Dq
; 3 — ns — 140 4-300 — центробежные быстроходные
1,8 4-1,4); 4 — ns = 300 4-600 — диагональные или винтовые
1,24-1,1 ; 5
= 600 4-1800 — осевые
значительно уменьшается с возрастанием числа оборотов п. Отсюда следует, что
увеличение п, а следовательно, и ns ведет к уменьшению отношения На рис. 3
показаны типы лопастных колес с односторонним подводом жидкости в зависимости
от коэффициента быстроходности п5 и указаны ориентировочные значения отно-
D2
шения •
Из формулы (29) видно, что при данном числе оборотов увеличение подачи и
уменьшение напора приводят к увеличению коэффициента быстроходности и наобо-
рот. Поэтому колеса большой быстроходности предназначены для создания малых
напоров и больших подач, а колеса малой быстроходности используются для больших
напоров и малых подач.
7. РАБОТА НАСОСА В СИСТЕМЕ
Насосная установка состоит из насоса и внешней сети. Подача и напор насоса
выбираются в соответствии с потребностью внешней сети. Установившийся режим,
или равновесие системы насос—сеть, определяется уравнениями материального и
энергетического балансов.
Уравнение материального баланса
6=6С, (30)
где G — весовая подача насоса; Gc — весовой расход, потребляемый сетью.
Если удельный вес жидкости при ее движении в системе не изменяется, то урав-
нение материального баланса насосной установки можно представить в виде
Q = Qc- (31)
Уравнение энергетического баланса
. , GH = GCHC, (32)
где Н и Нс — напоры насоса и сети.
14
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ЛОПАСТНЫХ НАСОСАХ
Учитывая равенство (30), получаем, что установившийся режим имеет место при
Н = Нс. (33)
Величина напора HCi потребляемого сетью, зависит от устройства сети и свойств
установок, включенных в нее. Для простейшей системы (рис. 4), состоящей из двух
резервуаров, сети и насоса, напор Нс определяется выражением
Р, — Р1 «о— П?
flc----у-2- + z, - Z, + -22g + hcl + ha. (34)
где Pi и p2 — давления на свободные поверхности 1 и 2 жидкости в резервуарах;
Zr и Za —'отметки поверхностей 1 и 2; и v2 — скорости на поверхностях 1 и 2;
ftci и hc2 — гидравлические потери во вса-
сывающем и нагнетательном трубопрово-
дах.
Рис. 4. Схема насосной уста-
новки
Рис. 5. Характеристики:
/ — насоса (Н — Q); 2 — сети
(Нс - <?с)
Введем обозначения: Za — Zt = Hz — геометрический напор насоса; ftcl +
+ hci = hc — гидравлические потери во всей системе. Тогда получим
Р2—Pi "о —°i
Нс = 2 у - - + Нг 4- -2g * + hc. (35)
Сумма первых двух членов дает не зависящий от расхода статический напор
системы:
Нст.с= Р2~^ +Нг. (36)
Выражение (35) можно представить в виде
= +Hz + aQ2c,
(37)
где а — коэффициент, постоянный для каждой данной системы.
Графическая зависимость Нс от Qc выражается параболой с вершиной
в точке Нет, с на оси напоров (рис. 5). Нанося на этот график характеристику на-
соса Н—Q, получим в точке пересечения А режим, удовлетворяющий условиям ма-
териального и энергетического балансов системы, т. е. установившийся режим ра-
боты насоса в данной системе. Очевидно, что изменение свойств системы приводит
к перемещению рабочей точки по характеристике насоса.
ГЛАВА П
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
8. ТИПЫ И ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Центробежные насосы являются одним из наиболее распространенных видов
лопастных насосов. Конструктивное исполнение центррбежных насосов весьма раз-
нообразно. Они выполняются одноступенчатыми и многоступенчатыми, с колесами
одностороннего и двустороннего входа, горизонтальными и вертикальными и т. д.
Простейшим центробежным насосом является одноступенчатый насос с кон-
сольным расположением рабочего колеса (рис. 6). Он состоит из корпуса 5, в котором
вращается закрепленное на валу 4 рабочее колесо 2. Вал опирается на подшипники 5,
которые воспринимают как радиальную, так и осевую нагрузки, возникающие
вследствие действия гидравлических сил и веса. Уплотнение 1 между вращающимся
колесом и неподвижным корпусом выполняется с небольшим зазором, чтобы протечки
жидкости из области нагнетания в область всасывания были минимальными. В месте
прохода вала через отверстие в стенке корпуса расположено сальниковое уплотнение.
Валы насоса и двигателя соединяются муфтой 6.
Применение нескольких лопастных колес в одном насосном агрегате позволяет
значительно расширить область использования лопастных насосов и создает ряд кон-
структивных преимуществ. Центробежные насосы выполняют с последовательным
и. параллельным соединением колес (рис. 7). Одно рабочее колесо с относящимися
к нему каналами проточной части корпуса насоса образует элементарный насос.
Насосы с последовательным соединением рабочих колес называются многосту-
пенчатыми. Насос, изображенный на рис. 8, имеет четыре ступени. Напор такого
насоса равен сумме напоров отдельных ступеней, а подача насоса равна подаче одной
ступени. Все колеса многоступенчатого насоса насажены на общий вал и образуют
единый ротор.
Насосы с параллельным соединением колес называются многопоточными. Напор
такого насоса равен напору одной ступени, а подача насоса равна сумме подач от-
дельных элементарных насосов. Многопоточные насосы применяются для перека-
чивания больших количеств жидкости.
Наибольшее распространение получили двухпоточные насосы с рабочими коле-
сами двустороннего входа (всасывания), которые представляют собой соединение
в одной детали двух обычных колес (рис. 9).
В качестве приводных двигателей центробежных насосов обычно используются
электродвигатели, паровые и газовые турбины.
Центробежные насосы применяются в системах городского и промышленного
водоснабжения, в ирригационных системах (оросительных и осушительных), на
тепловых электростанциях (питательные, конденсатные и циркуляционные насосы),
в судовых установках и во многих других установках различных отраслей народ-
ного хозяйства. С помощью центробежных насосов осуществляется перекачивание
не только воды, но также вязких и химически активных жидкостей, бумажной массы,
торфа и других взвешенных веществ. Центробежные насосы широко используются
в качестве землесосов.
9. ПОНЯТИЕ ОБ АБСОЛЮТНОМ, ПЕРЕНОСНОМ
И ОТНОСИТЕЛЬНОМ ДВИЖЕНИИ жидкости
В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ НАСОСА
Движение жидкости в рабочем колесе центробежного насоса можно рассматри-
вать относительно неподвижной системы осей, связанной с корпусом насоса, отно-
сительно подвижной системы осей, связанной с колесом, и вместе с подвижной
Рис. 6. Консольный одноступенчатый центробежный насос
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Рис. 7. Схемы соединения
колес в центробежном на-
сосе: а — последователь-
ное соединение; б — па-
раллельное соединение
Чиняев
Рис. 8. Многоступенчатый центробежный насос
ДВИЖЕНИЕ ЖИДКОСТИ В РАБОЧЕМ КОЛЕСЕ
оо
Рис. 9. Центробежные насосы с двусторонним подводом воды:
а — горизонтальный; б — вертикальный
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ПОСТРОЕНИЕ ТРЕУГОЛЬНИКОВ СКОРОСТЕЙ
19
системой осей. Движение жидкости в системе неподвижных осей является абсолют-
ным движением, движение жидкости по отношению к подвижным осям — относитель-
ным, движение жидкости вместе с подвижными осями относительно неподвижных
осей — переносным. В переносном движении жидкость вращается вокруг оси рабочего
колеса с угловой скоростью со, равной угло-
вой скорости вращения колеса. Абсолютное
движение жидкости можно рассматривать /
как результат сложения относительного и 'у '
переносного движений. / X.
Скорость абсолютного движения жидко- /
“ V /11
сти и равна геометрической сумме относи- -------- -
тельной w и переносной и скоростей, т. е. _ _л _
_ _ _ Рис. 10. Треугольник скоростей
v — w-^-u. (38)
При геометрическом суммировании скорости образуют треугольник скоростей
(рис. 10). Из этого треугольника по значению одной из скоростей — относительной
или абсолютной — может быть получена другая, так как для выбранной частицы
жидкости значение Переносной (окружной) скорости всегда легко определяется.
Если расстояние рассматриваемой частицы от оси рабочего колесЬ равно г,
то величина окружной скорости составит
и = гео.
Рис. 11. Схема распределе-
ния относительных скоростей
в канале колеса при беско-
нечном числе лопастей
10. ПОСТРОЕНИЕ ТРЕУГОЛЬНИКОВ СКОРОСТЕЙ
При расчете рабочего колеса насоса строят треугольники скоростей при входе
и выходе жидкости из колеса. Ниже рассматривается построение треугольников
скоростей исходя из струйной теории, являющейся до настоящего времени основной
теоретической схемой при расчетах центробежных машин [16].
По струйной теории действительное движение жидкости в рабочем колесе на-
соса с конечным числом лопастей заменяется движением в колесе с бесконечно боль-
шим числом бесконечно тонких лопастей. В таком
колесе поток жидкости становится симметричным
относительно оси колеса. В осесимметричном по-
токе все частицы жидкости, находящиеся на одной
окружности, имеют одинаковые относительные
скорости, которые наклонены к этой окружности под
одним и тем же углом (рис. 11). Относительная ско-
рость жидкости направлена по касательной к по-
верхности лопасти в рассматриваемой точке.
При струйном движении можно определить в
любой точке рабочего колеса величину и направле-
ние относительной скорости жидкости. Схема бес-
конечного числа лопастей создает элементарное
представление о кинематике потока в колесе и по-
зволяет определить напор создаваемый коле-
сом, если известны его геометрические параметры и форма каналов.
Вход потока в колесо. При входе потока в межлопастные каналы находятся
скорости и строятся треугольники скоростей до и после поступления потока на ло-
пасти колеса. Оба состояния потока относятся к одному сечению у входных кромок
лопастей.
Построим треугольник скоростей до поступления потока на лопасти колеса
(рис. 12, а). Меридианная составляющая абсолютной скорости vmi определяется
из уравнения неразрывности по объемной подаче Q' колеса и площади сечения по-
тока fi при поступлении на лопасти:
<1=-^- <39>
н
2*
20
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Сечение представляет собой поверхность вращения, которую приближенно
заменяют боковой поверхностью усеченного конуса с образующей blt равной ширине
входной кромки лопасти:
/; = 2л^Л, (40)
где Ri — радиус окружности, проходящей через средние точки входных кромок
лопастей.
Окружная составляющая абсолютной скорости до колеса ’ vul определяется
устройством канала, подводящего поток к колесу. Так как наличие окружной со-
Рис. 12. Треугольники скоростей: а — при входе потока в колесо; б— при
выходе потока из колеса
ставляющей vul снижает напор колеса, то подводящий канал обычно выполняют
так, чтобы vul = 0. Тогда абсолютная скорость потока Vj при входе в колесо оказы-
вается расположенной в меридианной плоскости и равной vml.
Переносная скорость жидкости при входе в колесо
2л#1П D
«1 = -ед2- = <oRi. (41)
где п — число оборотов колеса.
По скоростям и их строится треугольник скоростей до поступления потока на
лопасти колеса, и из него находится относительная скорость потока перед лопа-
ПОСТРОЕНИЕ ТРЕУГОЛЬНИКОВ СКОРОСТЕЙ
21
стями. Направление скорости определяется углом Рр который она составляет
с переносной скоростью иг.
После поступления потока в межлопастные каналы колеса строятся два треуголь-
ника скоростей. Первый треугольник отражает только стеснение потока лопастями,
второй характеризует полное воздействие лопасти на поток.
Меридианная составляющая абсолютной скорости при входе с учетом стеснения
будет
О' О'
V<n 1 = “7Г = 2nR1b1 — ~ lVmU
k-±
к1~ к
где z — число лопастей рабочего колеса; — толщина лопасти на входе в цилиндри-
ческом сечении; kr — коэффициент стеснения, равный отношению величины сече-
ния потока, свободного от лопастей, к действительному сечению потока.
Коэффициент стеснения вычисляется по формуле
*1 G
G — si
1 sin Pi
где =------------шаг лопастей на радиусе flf, — толщина лопасти на входе в нор-
мальном сечении; Pj — входной угол лопасти.
Стеснение потока лопастями не изменяет момента количества движения
жидкости:
^1*1 = Uul,0^1-
Поэтому vul о = vui и о = vml. Индекс 0 указывает, что скорости соответствуют
условиям безударного поступления потока на лопасть.
По скоростям vlt0 и иг строится треугольник скоростей с учетом стеснения по-
тока лопастями (рис. 12, а), и из него находится относительная скорость без-
ударного поступления потока на лопасти. Угол безударного поступления потока на
лопасти Pi,0 определяется из уравнения
tg₽1,u = -^. (44)
и1
При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к ее по-
верхности. Относительная скорость потока после поступления на лопасть направ-
лена по касательной к лопасти при входе, которая составляет угол Pi с касательной
к окружности входа Rlt т. е. с направлением, обратным переносной скорости и±.
Величина скорости
„, = ^51=2"
sin Pi sin Pi
(45)
По скоростям о,! и иг строится треугольник скоростей после поступления потока
на лопасти, и находится абсолютная скорость
Возникновение окружной составляющей скорости vUi при поступлении потока
в колесо является следствием возмущающего действия лопастей на поток и поэтому
не приводит к уменьшению создаваемого колесом напора.
Угол
«а = ₽1-₽1. о (46)
называется углом атаки. При безударном входе угол атаки равен нулю.
Для уменьшения гидравлических потерь в области колеса и улучшения его
кавитационных свойств при проектировании насосов допускают на расчетном режиме
22
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
угол атаки 6fl = 34-8°, а в специальных случаях и значительно больше (до 15°) [16].
Входную кромку лопасти закругляют для расширения диапазона углов атаки без-
отрывного обтекания лопасти.
Выход потока из колеса. При выходе жидкости из рабочего колеса строят два
треугольника скоростей: до и после выхода из колеса (рис. 12, б). Оба треугольника
скоростей относятся к сечению, проходящему через выходные кромки лопастей
колеса.
До выхода из колеса относительная скорость ^2оо направлена по касательной
к поверхности лопасти под углом р2 к направлению, обратному переносной ско-
рости и2, и равна
“Ъоо
_У/П2
sin р2 *
(47)
Меридианная составляющая скорости определяется из уравнения неразрыв-
ности:
v _ =________________________Qz ь (481
m2 f2 2xR2b2 —zb2s2 ~~ 2jtR2b2 *2'
где R2 — выходной радиус рабочего колеса; b2 — ширина выходной кромки лопасти;
s2 — толщина лопасти на выходе в цилиндрическом сечении; k2 = -—-------коэф-
*2 S2
фициент стеснения (/2 — шаг лопастей на радиусе R2).
Переносная скорость
и2 = R2(d.
(49)
По скоростям ^2оо и и2 строится треугольник скоростей до выхода потока из
колеса, и находится абсолютная скорость v2oo • Проектируя v2oo на направление пе-
реносной скорости ^2, получим окружную составляющую абсолютной скорости vu2oo.
После выхода потока из колеса меридианная, составляющая скорости будет
<50>
При выходе потока из колеса момент количества движения жидкости не изме-
няется:
Uu2oo^2 = 11 * * Vu2oo^2-
Поэтому окружная составляющая после выхода потока из колеса уи2оо = уы2оо.
По абсолютной скорости
U2oo = ]/^uu2co + vm2 <51)
и переносной скорости и2 строится треугольник скоростей после выхода потока из
колеса. '
11. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Основное уравнение центробежных насосов устанавливает зависимость между
энергией, сообщаемой потоку в рабочем колесе лопастного насоса, и скоростями
потока в нем. При выводе основного уравнения пользуются законом моментов коли-
чества движения и исходят из представления о среднем значении скорости по сече-
нию потока.
ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
23
Момент количества движения секундной массы жидкости при выходе из колеса
G'
(рис. 13) составляет — v2R2 cosa2, а при входе — cosab где G' — весовая
подача рабочего колеса; и R2 — входной и выходной радиусы колеса.
Если
написать
через М обозначить момент взаимодействия колеса с потоком, то можно
Gf G'
М=-^~ (*2*2 C0S “2 - RlVlC0S а1) = — (R2VU2 ~ *1<1) ,
(52)
где v.ul и v 2 — средние окружные составляющие абсолютных скоростей (рис. 13)
Удельная работа, совершаемая мо-
ментом М,
, _ М(>) _U2Vu2~~ UlV'ul
- С - g •
По закону сохранения энергии удельная
работа равна энергии, передаваемой еди-
нице веса перекачиваемой жидкости, т^ е.
теоретическому напору рабочего колеса
_и.2ии2-и^’и1
пт---------------, (53)
где и2 = R2(& и и±= — окружные Рис. 13. К выводу основного уравне-
скорости вращения рабочего колеса на ния центробежных насосов
радиусах R2 и Rv
Уравнение (53) является основным уравнением лопастных насосов. Впервые
оно было выведено Л. Эйлером в 1751 г. Подробный вывод уравнения (53) дан в ра-
боте [16].
В насосах, как правило, vul = 0, что делается с целью повышения напора и
увеличения высоты всасывания. Тогда
Яг = -^. (54)
В этом виде основное уравнение наиболее широко применяется в расчетах на-
сосов.
Теоретический напор Нт колеса, пользуясь основным уравнением, можно опре-
делить, если известны скорости vu2 и vul. Вычисление этих скоростей связано с ис-
следованием поля скоростей в соответствующих сечениях потока. Движение
жидкости в колесе насоса является трехмерным. Скорости жидкости по сечению
потока изменяются по величине и по направлению. Задача аналитического опре-
деления местных скоростей жидкости в колесе насоса связана с известными
трудностями. Поэтому при исследовании работы колеса насоса вводятся допущения,
упрощающие характер движения жидкости в нем.
Скорости потока жидкости в рабочем колесе насоса просто определяются по тео-
рии струйного движения. В этом случае уравнение (54) будет иметь вид
уу ___ U2Vu2 оо
о°- g
(55)
Напор называется напором рабочего колеса с бесконечным числом лопа-
стей.
24
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
12. ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ЧИСЛА ЛОПАСТЕЙ
РАБОЧЕГО КОЛЕСА НА ВЕЛИЧИНУ НАПОРА
Напор Нт рабочего колеса, рассчитанный по струйной теории, превышает тео-
ретический напор Нг Причина расхождения напоров Нт и Нт заключается в том,
что основное положение струйной теории об осевой симметрии потока в каналах ра-
бочего" колеса (см. рис. 11) не соответствует действительности.
Действительное распределение относительных скоростей в канале колеса конеч-
ных размеров не может быть осесимметричным вследствие силового взаимодействия
между лопастью и потоком. Скорости с всасывающей (задней) стороны лопасти
должны быть больше, чем с напорной (передней), что можно видеть на рис. 14.
Рис. 14. Схема распределения
относительных скоростей в
канале колеса при конечном
числе лопастей
Рис. 15. Треугольники скоростей
при выходе из рабочего колеса по
струйной теории и с учетом влияния
конечного числа лопастей
После выхода жидкости из колеса поле относительных скоростей выравнивается.
При этом поток отклоняется от направления, касательного к лопасти, в сторону,
обратную вращению колеса. Угол ?2ср между средней относительной скоростью ш2
выравненного потока и направлением, обратным переносной скорости и2, оказывается
меньше угла р2 лопасти на выходе. Отклонение относительной скорости w2 в сторону
уменьшения угла р2 приводит к уменьшению окружной составляющей vu2 абсолют-
ной скорости по сравнению с ии2оо (Рис- 15). Из уравнений (54) и (55) следует, что
при vu2<Z vu2oo напор будет больше напора Нг •
Неравномерное распределение относительных скоростей потока по окружности
в каналах колеса и отклонение относительного потока при выходе из колеса от на-
правления, касательного к лопасти, можно объяснить также воздействием на поток
осевого вихря. Это явление подробно рассмотрено в работе [16].
При обтекании лопастей рабочего колеса вязкой жидкостью наблюдается отрыв
потока от поверхности лопасти и образование вихревых зон, которые уменьшают
активное сечение канала и вызывают возрастание относительной скорости потока,
вследствие чего происходит уменьшение силового воздействия лопастей на жидкость.
В центробежных насосах поток жидкости к рабочему колесу обычно подводится
без закручивания, т. е. при vui = 0. Тогда, используя формулы (54) и (55), можно
написать
, —- ИТ VU2
00 v „
СО UZ 00
(56)
Коэффициент учитывает влияние конечного числа лопастей на напор колеса.
Величина его всегда меньше единицы и зависит от конструкции колеса и физических
ВЛИЯНИЕ КОНЕЧНОГО ЧИСЛА ЛОПАСТЕЙ РАБОЧЕГО КОЛЕСА|НА НАПОР 25
свойств перекачиваемой жидкости. Для расчета коэффициента km был предложен ряд
приближенных формул.
Г. Ф. Проскура в 1927 г. создал вихревую теорию центробежных насосов, в ко-
торой для случая безударного входа потока в каналы колеса была получена следу-
ющая формула:
л sin (-^-)2 sin pi
(57)
При проектировании центробежных насосов по струйной теории находит при-
менение формула, предложенная Пфлейдерером:
Нт = (1 + р)НТ' (58)
Поправочный коэффициент в этой формуле равен
где S — статический момент средней линии лопасти.
Для лопастей с радиальным или почти радиальным направлением средней линии
и поправка на влияние конечного числа лопастей принимает вид
(59)
Для определения ф при ns = 70-?-150 рекомендуется формула [23]
ф = (0,55-=- 0,65) + 0,6 sin р2. (60)
Величина первого слагаемого зависит от шероховатости проточной части колеса.
Для тщательно выполненных колес можно принимать нижний предел. Влияет также
тип отвода потока от колеса: для лопаточного отвода потока поправка меньше, для
спиральной камеры — больше [16].
При ns = 150-7-200 для определения ф следует пользоваться формулой Г. Ф. Про-
скуры
1,6 [sin 02 + sln Pi] •
При ns^> 200 пользуются формулой Зибрехта
Предположим, что ns = 100; = 0,5; z = 8 и 0а = 30°, тогда, применяя
а2
формулу (60), получим
ф = 0,6 + 0,6 sin 30° = 0,9,
и коэффициент
0 9 1
т. е. для данного насоса поправка на конечное число лопастей составляет 30% напора.
26
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
13. КОЭФФИЦИЕНТЫ РЕАКЦИИ И НАПОРА КОЛЕСА
Коэффициент реакции колеса. Коэффициентом реакции колеса называется
отношение статического (потенциального) напора Нт рабочего колеса к его полному
теоретическому напору Нт:
= (61)
Так как
Нт = Hcm -J- Hg,
то
Рк = НтнНд = 1--^-- (62)
Пт ** т
Выражение (62) приводится к виду
Рк= 1-4---ТГ-=1—(63)
Z 1*2 &
где Vu2 = ---коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при
и2
выходе потока.
Коэффициенты напора колеса. Безразмерный параметр
Нт=^- (64)
«2
носит название коэффициента теоретического напора колеса.
Так как
__________________________________ U2VU2
т — ' •
т g ’
то можно написать
Яг = = 2vu2. (65)
Повышение коэффициента теоретического напора Нг требует возрастания vu2t
что может быть достигнуто увеличением угла выхода ра лопасти.
Из уравнений (65) и (63) следует, что
х Рк = 1----. (66)
Это уравнение показывает, что увеличение коэффициента теоретического на-
пора Нт колеса вызывает уменьшение коэффициента реакции рк. _В центробежных
рабочих колесах средней быстроходности (ns = 80-5-100) обычно Нт = 1 [16].
Важными характеристиками колеса являются также коэффициенты динамиче-
ского напора Нд и статического напора
2g//a
Hern — Нт — Нд — (2 — Vuz) Vui'
(67)
(68)
ТИПЫ ЛОПАСТЕЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОЛЕС
27
Рис. 16. Зависимость коэффициентов
реакции и напора колеса от
Из приведенных выше формул для коэффициентов HTt Hcm, Н$ и рк видно, что
все они зависят от vU2. Эта зависимость представлена в виде графиков на рис. 16 [16].
Наибольшее значение коэффициента теоретического напора Нт достигается при
v«2 в 2. Однако при этом весь напор, создаваемый колесом, выражается в прираще-
нии кинетической энергии потока; статиче-
ский напор и коэффициент реакции при этом
равны нулю. Такого типа лопастные колеса
обычно не находят применения в насосострое-
нии, так как преобразование кинетической
энергии потока в давление сопряжено с по-
терями. Для центробежных насосов харак-
терным является значение vU2 = 0,5; при
этом три четверти напора создаются в колесе
за счет увеличения потенциальной энергии.
Значение vU2 оказывает большое влияние на
форму характеристики насоса, что должно
учитываться при окончательном выборе оЫ2.
Коэффициент vU2 является функцией
угла выхода лопасти Р2, определяющего в
основном конструктивный тип колеса. Между
этими величинами существует зависимость
tg₽2 =----, Vm2 (69)
l-(l+p)vu2
гДе vm2 — коэффициент меридианной составляющей абсолютной скорости при вы-
ходе из колеса, равный ——•> для колес с ns = 704-150 обычно vm2 = 0,104-0,16 [31 ].
и2
Если ориентировочно принять vm2 = 0,13 и р = 0,3, что характерно для колес
cns& 100, то на основании уравнения (69) можно сделать следующий вывод: зна-
чениям Uu2 0,77 соответствуют углы Ра 90°, а значениям vua 0,77 соот-
ветствуют углы Ра^90°.
14. ТИПЫ ЛОПАСТЕЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОЛЕС
Лопасти центробежных колес можно разделить по форме их поверхности на ’
цилиндрические и двойной кривизны; по величине Угла выхода лопасти (рис. 17) —
на загнутые назад (Ра< 90°), с радиальным выходом (Ра = 90°) и загнутые вперед
(₽2>90°).
Рис. 17. Типы лопастей центробежного колеса: а — загнутые
назад; б — с радиальным выходом; в — загнутые вперед
Цилиндрические лопастй имеют кривизну в плоскости, перпендикулярной
оси вращения. Сечение поверхности цилиндрической лопасти плоскостью, проходя-
щей через ось колеса, представляет собой прямую линию. Лопасти двойной кривизны
имеют кривизну в радиальном и осевом направлениях.
28
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
В насосостроении почти исключительно применяются лопасти, загнутые назад.
Это позволяет достигнуть наилучших значений гидравлического к. п. д. Лопасти,
загнутые вперед, получили распространение в некоторых типах вентиляторов,
когда не требуется создания статического напора. Лопасти с радиальным выходом
получили распространение в центробежных компрессорах при высоких значениях
окружных скоростей.
15. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Рабочее колесо является главной деталью центробежного насосаС расчета
рабочего колеса начинают расчет насоса. При этом широко используются результаты
экспериментальных и теоретических исследований. Проектируемые колеса стремятся
выполнять геометрически подобными колесам с высокими энергетическими показа-
телями.
Расчет колеса ведется по заданным значениям подачи Q, напора Н и. числа
оборотов п насоса. Данные для расчета колеса принимаются по данным для насоса
в целом и по схеме насоса.
Подача колеса
Q1 = V- , (70)
где кп — число потоков в насосе.
Напор колеса
(71)
где ic — число ступеней насоса.
Исходя из найденных значений Qx, Hi и принятого числа оборотов п определяют
коэффициент быстроходности ns и тем самым конструктивный тип насоса.
Расчетная подача колеса может быть определена по формуле
Qi-----£-• (72)
11о
Для предварительного определения По можно пользоваться уравнением [16],
учитывающим только утечку через переднее уплотнение колеса:
__2_
_L = 1 + o.68«s 3 . (73)
Ио
Приведем значения По в функции п5, вычисленные по уравнению (73):
п$ .... 60 80 . 100 120 140 160 180 200
По.......... 0,955 0,963 0,969 0,972 0,975 0,977 0,979 0,980
Теоретический напор рабочего колеса
Wn = -J-. (74)
Чг
Величина гидравлического к. п. д. находится в пределах 0,8 — 0,95. В первом
приближении величину х\г можно определить по формуле А. А. Ломакина
0,42
1 (lg Dlnp -0,172)’ ’
(75)
РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ КОЛЕС С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ ЛОПАСТЯМИ 29
гдеР1пр — приведенный диаметр входа в колесо, определяемый по формуле Д. Я. Су-
ханова (в мм): ____
= (4 4-4,5)103-^-^-. (76)
Здесь Qi — в м3/сек и п — в об/мин.
Мощность в кет, потребляемая насосом,
yQH _ yQH
102пот)гПл< Ю2п *
(77)
Предварительное значение механического к. п. д. для насосов с ns = 1OO-5-2OO
принимают равным 0,9—0,96. v
Часто для приближенной оценки мощности, потребляемой насосом, общий
к. п. д. насоса принимают на основе данных уже построенных и испытанных насосов.
Технические характеристики различных насосов с указанием их к. п. д. приведены
в работах [1; 2; 16; 19 и др.].
Максимальная мощность насоса при перегрузке
#шах= (1,1- 1.15) N. (78)
16. РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ КОЛЕС С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ
ЛОПАСТЯМИ
После того как определились основные исходные данные (см. п. 15), приступают
к непосредственному расчету рабочего колеса. Расчет колеса обычно начинают с опре-
деления диаметров вала и втулки.
Вал рассчитывается на прочность от кручения и изгиба и проверяется на жест-
кость и критическое число оборотов. В первом приближении диаметр вала находится
из расчета на кручение по формуле
где [т] — допускаемое напряжение на кручение, принимаемое для валов из обыкно-
венной углеродистой стали равным 300—500 кПсм* [13]; Мкр — крутящий момент,
приложенный к валу. Величина крутящего момента определяется по формуле
Мкр = 71 620 -^222-. (80)
Диаметр втулки
dem = (l,2-l,5)de. (81)
Диаметр входа в колесо Do (рис. 18) зависит в основном от подачи и числа обо-
ротов и находится по формуле
°»-1/ <в2>
где и0 — скорость входа потока в колесо.
Для предварительного выбора скорости и0 в м/сек можно рекомендовать формулу
С. С. Руднева:
Vo = X у/Qin2 i (83)
гДе % — коэффициент, обычно находящийся в пределах 0,06—0,08.
30
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Ширина канала Ьг на входе рассчитывается по формуле
*1
<2'1
1 т 1
Рис. 18. Схема меридианного
сечения рабочего колеса
где У?! — радиус средней точки входной кромки допасти; и'тХ — скорость жидкости
до стеснения сечения лопастями, которая обычно выбирается равной скорости и0.
Расположение входных кромок лопастей устанавливается по аналогий с име-
ющимися образцами колес: наклонно, под углом 15—30° к оси колеса [16]. При этом
определяется радиус средней точки по которому ведется расчет угла входа Рх.
В целях повышения антикавитационных качеств колеса его входную кромку делают
криволинейной.
* Выбрав предварительное значение коэффициен-
х| |х та стеснения kl9 которое должно находиться в пре-
//П j делах 1,1—1,15, определяют скорость vml при
входе на лопасть по формуле (42) и окружную ско-
рость их по формуле (41), а затем угол безударного
поступления потока на лопасть 01|О по усло-
вию (44).
Приняв угол атаки &а = 34- 5°, находят вход-
ной угол лопасти Pi = Pi, оН" ®а- Высокие значе-
ния гидравлического к. п. д. обеспечиваются при
угле рх= 204-25° [16].
В д^ЛьтейШёмГпосле выбора числа лопастей г
и толщины их при входе, проверяют принятое зна-
чение коэффициента стеснения kx и в случае необхо-
димости исправляют расчет.
В многоступенчатых насосах при выходе
из промежуточного канала поток иногда
сохраняет вращение с некоторой окружной скоростью (рис. 19). В этом случае
угол Pi, о определяется по выражению
х т1
о _____ Vml
tg Pl, 0 “ ---'•— “ ------>--7
Ul-Vul
(84)
гдео^ — угол наклона абсолютной скорости при входе потока в колесо, определяе-
мый конструкцией подвода потока.
Некоторое начальное вращение потока позволяет увеличить угол лопасти Pi,
не прибегая к недопустимым значениям угла атаки 6fl, и соответственно уменьшить
относительную скорость
Выходной (наружный) диаметр D2 (рис. 18) колеса рассчитывают исходя из
треугольника скоростей при выходе потока из колеса (см. рис. 15). Однако для опре-
деления влияния конечного числа лопастей на расчетный напор необходимо знать
основные размеры колеса, влияющие на коэффициент р, входящий в формулу (58).
Поэтому диаметр D2 определяется методом последовательного приближения.
Из основного уравнения лопастных насосов (54), заменяя в нем vu2 = vu2u2t
найдем окружную скорость и2:
и,- У
* VlLb
(85)
где vU2 — коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при выходе
потока из колеса, который для типовых конструкций центробежных колес с п3 =
= 704-150 может быть принят равным 0,5 [16]; НТ1 — теоретический напор колеса.
РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ КОЛЕС С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ ЛОПАСТЯМИ 31
Зная величину и2, можно определить диаметр D2 в первом приближении по
формуле
2 ЯП
Полученное значение D2 используют для определения угла 02, числа лопастей z,
поправочного коэффициента р и для расчета D2 во втором приближении.
Скорость потока при выходе из колеса vm2 без учета стеснения сечения лопа-
Если имеются специальные соображения,
стями принимают обычно равной vmV
например необходимость получения на
выходе более широкого колеса для об-
легчения отливки, то скорость vm2
выбирают меньшей — до. 0,5ит1.
^Упуцвыхода Р2 лопасти опреде-
ляют таким’образбмГ чтобы получить
тл
желаемое отношение —— . Из тре-
угольников скоростей (см. рис. 12) сле-
дует, что
— (86)
1 sin Pi 1 sm pt ’ '
= <87>
Из уравнений (86) и (87) находим
Рис. 19. Треугольник скоростей при входе
в колесо в условиях начального враще-
ния потока
sin р2
w\ k2
w2a> *1
Vm2 Q
, sin pj.
"ml
(88)
Коэффициент стеснения лопастями сечения на выходе k2 выбирается предварительно
в пределах от 1,05 до 1,1.
Оптимальное число лопастей центробежного колеса можно определить по
формуле
г = 6,5^+^. sin А±Ь_, (89)
А2-- х
где 6,5 — опытный коэффициент [23].
По выбранному числу г и углу выхода лопастей 02 определяют из уравнений (59)
и (60) коэффициенты ф и р и по уравнению (58) значение расчетного напора НО0л
Из основного уравнения и треугольника скоростей (см. рис. 15) следует, что
Н = Ц2°ц2оо _ U2 / Ут2 \
00 g g \ 2 tg pj •
(90)
Решая это уравнение относительно и2, получим
(91>
По и2 находят D2 во втором приближении.
32
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Ширина канала колеса на выходе (см. рис. 18) определяется по значению ско-
рости vm2:
L Qi _ Qi
с?2 — / — /
nD2Vm2 ^n^2Vm2
Если предварительно принятые значения и k2 и первое приближение и2
отличаются незначительно от значений, полученных во втором приближении, то
Рис. 20. К п остр оеникЛмер иди-
анного сечения рабочего колеса
расчет на этом заканчивается. В про-
тивном случае необходимо найти третье
приближение.
Контур меридианного сечения ко-
леса строится так, чтобы ширина ка-
нала изменялась плавно от входа к
выходу (рис. 20). Для этого обычно за-
Рис. 21. Изменение мери-
дианной скорости в зави-
симости от радиуса
даются графиком изменения скорости vm в зависимости от радиуса г (рис. 21) или
длины средней линии s канала от точки а до точки с (рис. 20). Имея для каждого зна-
чения s величину vm из графика, по уравнению неразрывности находят ширину
канала
Ь= \ . (92)
2лл/т
Боковые стенки канала являются огибающими окружностей с диаметрами b
и с центрами на средней линии. Форму контура канала в меридианном сечении реко-
мендуется выполнять подобной форме контуров канала у колес, показавших высокие
гидравлические свойства [16].
После построения канала колеса в меридианном сечении приступают к профили-
рованию лопасти. Для обеспечения безотрывного обтекания контура лопасти потоком
принимают плавное без минимумов и максимумов изменение относительной скорости w
РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ КОЛЕС С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ ЛОПАСТЯМИ 33
от начального значения до конечного в функции длины средней линии канала s.
Имея функциональную зависимость w и от s, можно, задавшись значениями тол-
щины лопасти 6 в функции s, определить угол наклона лопасти 0:
ц' А
sin ₽ = +-г ’ <93>
где t — шаг лопастей.
Толщина лопасти 6 выбирается или одинаковой по длине, или уменьшающейся
к концам'.
Для колес с почти радиальным направлением средней линии меридианного сече-
ния канала As Аг (рис. 20) и лопасть может быть запроектирована с цилиндриче-
ской поверхностью, образующая ко-
торой параллельна оси колеса.
Координаты средней линии контура
лопасти в плане (рис. 22) находятся
из уравнения
J Г tg ₽
R,
(94)
Это уравнение получено исходя из
условия, ЧТО при /*=/?! угол^!=0.
Интегрирование уравнения (94)
выполняется приближенно по пра-
вилу трапеций, так как угол 0, тол-
щина лопасти 6, скорости w и vm за-
даются в функции радиуса в виде
графика или таблицы.
Если обозначить подынтеграль-
ную функцию через В (г) = ,
то приращение центрального угла
Afy, соответствующее приращению
Рис. 22.
К построению цилиндрической ло-
пасти по точкам
радиуса
А/7, будет
= V‘+1 Аг/-
(95)
где Bi и Bt+1 — значения подынтегральной функции в начале и в конце рассматри
ваемого участка.
Для промежуточного радиуса гк получается
= 2 ^±^±1Дг,.
1=1
(96)
Расчет координат гк и точек средней линии сечения лопасти в плане обычно
сводится в таблицу (табл. 5).
По координатам гк и строится средняя линия сечения лопасти в плане. Из то-
чек на средней линии как из центров проводятся окружности диаметром, равным
толщине 6 лопасти на данном радиусе. Огибающая окружностей будет контуром се-
чения лопасти в плане. Входная кромка лопасти закругляется по радиусу, равному
половине толщины лопасти на входе.
3 И. А. Чиняев
34
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 5. Расчет профилирования цилиндрической лопасти
Номера точек S гк ь v'm w tn w t 6 6 t sin P = = (7) + (10)
I 2 3 4 5 6 7 8 9 10 — 11
1
2
3
Номера точек Р tgp В~ ngP As 2 * Дй к K=l к
12 13 14 15 16 17 18 19
1
2
3
Примечание. В скобках дан номер графы. При расчете вместо номера следует подставить соответствующее значение из данной графы.
17. РАСЧЕТ КОЛЕС С ЛОПАСТЯМИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
Вопросы расчета колес с лопастями двойной кривизны рассматриваются в ряде
работ [16; 23; 31 и др.]. Ниже приводится расчет этих колес по методу А. А. Ло-
макина [16]. В этом методе определение основных размеров и построение меридиан-
ного сечения колеса производят так же, как и в случае цилиндрических лопастей.
Что касается метода расчета поверхности лопасти двойной кривизны, то он пред-
ставляет собой развитие способа расчета цилиндрической лопасти.
Следует отметить, что существующая теория и методы расчета радиально-осевых
колес до настоящего времени не позволяют осуществлять создание лопастных систем
без экспериментального исследования и соответствующей доводки формы лопастей.
Прежде всего рассмотрим кратко основные особенности радиально-осевых колес.
Как известно, повышение числа оборотов насоса приводит к увеличению коэффициента
РАСЧЁТ КОЛЁС С ЛОПАСТЯМИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
35
Рис. 23. Схема потока в области ра-
диально-осевого колеса
быстроходности колеса ns и к уменьшению отношения (см. рис. 3). При
Dq Dq
<Z 1,6 поверхность лопасти, если расположить ее только в радиальной части колеса,
значительно сокращается, что вызывает увеличение удельной нагрузки на лопасть
и понижение кавитационных качеств насоса. Чтобы увеличить поверхность лопастей,
их располагают не только в радиальной части потока, но и в месте перехода потока
из осевого в радиальный. Это приближает лопасть к оси насоса, благодаря чему
уменьшаются окружные, а следовательно, и относительные скорости при входе по-
тока в колесо, что уменьшает гидравлические потери и улучшает кавитационные
свойства колеса. Входная кромка лопа-
сти располагается наклонно к оси колеса,
вследствие чего углы 0ltO безударного
поступления потока на лопасть получаются
переменными и лопасть приобретает форму
поверхности двойной кривизны.
Для радиально-осевых колес находит
широкое применение схема осесимметрич-
ного потока, т. е. так называемая схема
бесконечного числа лопастей, оправдавшая
себя применительно к радиальным коле-
сам. При такой схеме возможно деление
потока в области колеса на отдельные
струи (рис. 23) поверхностями тока, име-
ющими форму поверхностей вращения.
Поверхности вращения получаются враще-
нием линий тока s. Поток в меридианном
сечении колеса принимается равноскоро-
стным. В этом случае скорости по сече-
нию, нормальному к линиям тока, будут
одинаковыми. В свете сказанного линия
ортогонального сечения потока Ьх (рис. 23)
является линией равных значений скорости. Величина Д6 представляет собой
длину элемента нормальной линии между смежными линиями тока.
Важное место при расчете рабочего колеса занимает построение поверхности
лопасти. Поверхность лопасти f проще всего определить линиями I пересечения ее
с поверхностями тока s.
Чтобы получить дифференциальное уравнение линии Z, проведем коническую
поверхность, касательную к поверхности s, так, чтобы она содержала элемент ds
(рис. 24, а). Будем иметь
ds = wm _ Ут
RdQ wu и — vu
где и 0 — соответственно радиус и угол на развертке конической поверхности.
” размеров на развертке конической поверхности к размерам в плане
6), можно написать
Rd§=rd§, (98)
длины окружности проектируется в плане без искажения. Здесь г
угол в плане колеса.
(97)
Переходя от
колеса (рис. 24,
так как элемент
и Ф — радиус и „_________________
Дифференциальное уравнение (97) определяет собой тангенс угла наклона 0
элемента линии тока dl к окружности г.
tgB= ds-____________________________^- =
gp RdQ rd# и—vu
Вводя в уравнение (97) заданную функцию vur и решая его относительно эле-
мента ds, получим
ds=—^----
(ОГ2 — VUr
vm
(99)
(ЮО)
3*
36
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
(Ю1)
При выбранной толщине лопасти 6 в функции s толщина ее 6S в сечении поверх-
ностью тока определяется по выражению
6s = -S-,
cos y ’
где у — угол между касательной t к линии тока s и нормалью П[ к линии fm — ме-
ридианному сечению поверхности лопасти (рис. 24, а).
Расчет радиально-осевых колес, как и радиальных колес с цилиндрическими
лопастями, начинают с установления исходных данных (см. п. 15). Имея эти данные,
Рис. 24. Построение сечений лопасти поверхностью тока
рассчитывают диаметры вала и втулки колеса, а также определяют диаметр входа
в колесо (см. п. 16). После этого, исходя из ширины канала на входе и выходе Ь2,
строят меридианное сечение колеса. Меридианное сечение колес с лопастями двойной
кривизны выполняется в основном подобным по форме колесам сходной быстроход-
ности, обладающими высокими гидравлическими качествами.
Расчет лопасти начинают с построения равноскоростного потока в заданном
меридианном сечении колеса. Поток строится последовательными приближениями,
причем поверхности дисков колеса принимаются за линии тока.
Линии тока наносятся исходя из условия, что расходы каждой струйки оди-
наковы (рис. 25), т. е.
Qi г
= (102)
где Д6/ — длина элемента нормальной линии между смежными линиями тока;
ri — радиус средней точки этого элемента; vm — скорость, постоянная по сечению;
пс — число струек в потоке.
Из уравнения (102) получаем
Qi Qi
°т ~ 2лгг hbtnc • (103)
2 Л 2 ri
i=l
Это уравнение позволяет определить значение скорости vm по каждому из нормаль-
ных сечений, а следовательно, и изменение этой скорости вдоль каждой линии тока.
РАСЧЕТ КОЛЕС С ЛОПАСТЯМИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
37
Так как расходы AQ/ струек одинаковы, то справедливо соотношение
rt Abi = —-9*... = —~— = const. (104)
2™m 2rtVc
Построение линий тока и нормальных линий ведется методом последовательных
приближений.
Кольцевое сечение при входе в колесо и цилиндрическое сечение при выходе
из него разбиваются на п' = пс равновеликих площадей, и находятся начальные и
конечные точки линий тока (точки a, bt с, d, е на рис. 25). В средней части колеса
проводится приближенно нормальное сечение (6—6 на
рис. 25), которое разбивается на п' отрезков исходя из
условия r^bi = const. Через полученные точки прово-
дятся в первом приближении линии тока b—Ь, с—с,
d—d. Внешняя линия тока а—а делится на несколько
равных отрезков 1—2, 2—5, 3—4 и т. д. Между линия-
ми тока вписываются окружности, и через точки каса-
ния окружностей с линиями тока проводятся нормаль-
ные линии 1—/, 2—2 и т. д. Для каждой нормальной
линии находится величина rt- и производится
исправление линий тока и нормальных линий. По урав-
нению (103) находится скорость vm в данном нормаль-
ном сечении. Для каждой нормальной линии состав-
ляется таблица (табл. 6).
Существуют и другие способы расчета положений
линий тока в равноскоростном потоке [16]. В основу
расчета поверхности лопасти в равноскоростном потоке —L-
закладывается закон изменения относительной скоро-
сти w в функции длины линии тока s. Каждое сече-
ние лопасти поверхностью тока рассчитывается отдель-
но. Общей для всех линий тока является величина рас-
четного напора Н^. Поверхность лопасти при входе
потока в этом случае выполняют по закону винтовой
поверхности [16].
Рис. 25. К построению ли-
ний тока равноскоростно-
го потока в меридианном
сечении колеса
Приведем выражения для вычисления величин, входящих в расчет.
Угол безударного входа потока по линии тока у переднего (ведомого) диска
колеса, которую обозначим к= 1, находится по уравнению
tg Pi, i, о
kl, ivml, 1
«1,1
(105)
где — коэффициент стеснения при входе потока по линии тока к = 1; ultl —
окружная скорость в соответствующей точке входной кромки лопасти колеса.
Угол наклона лопасти
Pi, 1 = ₽1,1»о +вв1, (ЮО)
где 6а1 — угол атаки по первой линии тока у ведомого диска колеса.
Входной угол PltK для точки входной кромки, расположенной на линии тока sK,
определяется выражением
tg Pi, к = т tg Plt к, о, (107)
где tn — постоянный коэффициент, равный 1 .
lg Pi, i, о
Переходя к безразмерным величинам, которые будем отмечать черточкой сверху,
можно написать
(108)
"1, к
38
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 6. Расчет равноскоростного потока
в меридианном сечении колеса
Нормальная линия Линия тока со •с 1 н л << II <3 «о -н II 1 к (М II . Е о
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Первое приближение
2—2 а — а *
b — b
с —с
d — d
е — е
2гД&1! (гД61)ср = ^=^—
Второе приближение
2—2 а —а
b — b
с —с
d — d
е — е
Примечание. Цифры в скобках обозначают номер графы. При расчетах вместо номера следует подставлять соответствующее значение из данной графы.
РАСЧЕТ КОЛЕС С ЛОПАСТЯМИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
39
где
vmi, к —
Vml.K
“о
р ____Ri,k____
Aq Uq
U1,K‘
Безразмерная величина vmltK определяется из построения равноскоростного
потока. Если входная кромка близка к ортогональному сечению потока, то скорость
vmi, к имеет одинаковое значение вдоль входной кромки лопасти. Коэффициент стес-
нения на входе < к вначале принимается предварительно, а затем его значение рас-
считывается и по нему определяют относительную скорость к.
Шаг винтовой поверхности, входного элемента лопасти
(109)
Безразмерное значение относительной скорости при поступлении потока
на лопасть колеса
“ _ “>1. к _ k vmltK
Wlt к------и ~ sin В--------------
“о ып р1|/с
(ИО)
Входную кромку располагают в меридианном сечении колеса по подобию с испы-
танными образцами сходной быстроходности. В ходе дальнейшего расчета сечений
лопасти расположение входной кромки корректируется. Расчет входных углов ло-
пасти Р1|/с и относительных скоростей к по линиям тока сводится в таблицу
(табл. 7) [16].
Выходную кромку лопасти в меридианном сечении колеса по возможности
стремятся расположить параллельно оси колеса. Выбор угла выхода лойасти Р2
производится согласно уравнению (88).
Безразмерная величина относительной скорости на выходе из колеса
~ ___ L vm2, к
2, к, а 2, к sin р2 к •
(И1)
к оо
Выбирая отношение —=1 ’ °° по соображениям безотрывности обтекания ло-
и>1.к
пастей в пределах 1,00—0,75, определяют
sinP2.K=^.a,1-'t .-^.^lsinPllK. (112)
W2, к. оо L К Vml
Внешний радиус колеса R2 определяется по скорости и2, вычисляемой по урав-
нению (91).
Безразмерный напор
Безразмерный внешний радиус колеса
<"<>
Определив значение радиуса R2 по параметрам для одной из линий тока, прини-
мают его одинаковым для всей выходной кромки лопасти. При одинаковых для всей
40
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 7. Порядок расчета элементов лопасти при входе потока
1» ^1, к к * *ТЛ । vmi, к ki, к - « 6 1 t 16 Hi, к,0“ = *1, к 0J, К, 0 6 ^1, к — т ^1, к.о
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
1
2 •
3 -
*‘тй С "со cos к |<Г g и II 1<Г г |<Г sin ₽1, к t к SIn₽l,K 1 <! £ 1 D •«Г 1 н к» со4 с 7п 1 г
1 12 13 14 15 16 17 18 19 20
1
2
3
кромки значениях расчетного напора и радиуса R2 Углы ?2 к для остальных се-
чений лопасти определяются по формуле
tgP2,K=tgPa ,(115)
Расчет элементов лопасти при выходе потока производится в табличной форме,
аналогичной табл. 7.
Построение сечений лопасти поверхностями тока ведется на основании закона
изменения относительной скорости w (s), вдоль линии тока s, который'устанавли-
РАСЧЕТ КОЛЕС С ЛОПАСТЯМИ ДВОЙНОЙ КРИВИЗНЫ
41
Таблица 8. Порядок расчета сечения лопасти поверхностью тока
по заданному закону
i S г vm “>ОО Sil cl 813 7 Д V • cos у *s *S t
1 2 3 4 5 6 7 8 9 .10 11 12
т S2 к Vmz ®о>2
т— 1
т — 2
•
1 S1 vmi W s 00 1 /
1 sin fj = = (6) + (12) Р tgp B = ^— r tg0 As BCp до = = <18)(17) о=£до
1 13 14 15 16 17 18 19 20
т
т — 1
т— 2
•
1
•
Примечание. В скобках дан номер графы. При расчете вместо номера следует подставлять соответствующее значение из данной графы.
42
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
вается по значениям относительной скорости при входе в колесо и при выходе из
него так, чтобы изменение значений относительных скоростей вдоль линии тока s
протекало монотонно.
Расчет сечений лопасти поверхностями тока по заданному закону w (s) выпол-
няется по безразмерным величинам в форме табл. 8. Этот расчет может быть выполнен
также в форме табл. 5.
Расчет выполняют начиная со стороны выходной кромки лопасти в сторону
входной кромки. Закон изменения относительной скорости w (s) и изменение толщины
лопасти A (s) варьируют так, чтобы получить желаемое расположение входной кромки
лопасти и незначительно отличающиеся значения центрального угла к, занимае-
мого сечениями лопасти различными поверхностями тока в плане. Изменение тол-
щины лопасти Д (s) вдоль различных линий тока s должно быть согласовано между
собой, чтобы обеспечить монотонность изменения толщины лопасти Д в меридианных
сечениях.
Для определения действительных размеров рабочего колеса «в свету», т. е.
для нахождения размеров, по которым можно осуществить контроль изготовления
колеса, строят конформное отображение сечений лопасти на плоскость. Методика
конформного отображения на плоскость сечений лопасти поверхностями тока изло-
жена в работах [4, 13, 17 и др.].
18. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
ПРИ ПОМОЩИ ОПЫТНЫХ КОЭФФИЦИЕНТОВ
Схема расчета линейных размеров рабочего колеса с использованием опытных
коэффициентов может быть дана в следующем виде.
Окружную скорость на внешнем радиусе колеса можно определить по формуле
u2 = KuV2gH[, (116)
где Ки — опытный коэффициент, зависящий от коэффициента быстроходности ns
и определяемый по графику на рис. 26.
Из формулы (116) следует, что
Посредством коэффициента KUq (рис. 26) можно определить напор HQ при ну-
левой подаче:
и2
н0=—4-
(118)
Меридианные скорости на входе и выходе из рабочего колеса также могут быть
определены посредством опытных коэффициентов по формулам:
vmi ~ К mi ^2gHl; (119)
Vm2 = К2gHt, (120)
где Ктг и Кт2 — опытные коэффициенты, зависящие от коэффициента быстроходно-
сти. Для определения этих коэффициентов можно пользоваться графиком, приве-
денным в работе [31 ].
Отношение скоростей
^2_= ф
и2
(121)
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
43
называется коэффициентом расхода. Этот коэффициент связан с коэффициентом Ки
зависимостью
& vm2 Ктъ __ Кт2 /i nn\
“2 KuVWh к» '
Рис. 26. Зависимость расчетных коэффициентов колеса от коэффи-
циента быстроходности ns
Так как
“2 = -60“
(123)
то из уравнения (116) найдем
Л - 60*“ 1/2сЯ~- К
°2~ лп V2SHi-KDt п
(124)
44
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Входящий в эту формулу коэффициент KD равен
ad, —------------• (125)
Любой линейный размер рабочего колеса можно выразить его отношением к диа-
метру D2, например,
А = к-; (126)
Подставляя в каждом случае вместо D2 его значение из уравнения (124), получим
b_K VTh . h_K
Ь2~КЬ,—Ц—> U0
D0,Ke = KD экв и т. д. (127)
v апо Uq jKu fl ' '
Значения коэффициентов Kb*t Kbi, KDo, KDo3Kg и KD* можно находить по
кривым на рис. 26. Эти кривые построены для колес с радиальными лопастями при
ns< 90 и для колес с лопастями двойной кривизны при ns> 90.
Зная диаметр входного отверстия Do и эквивалентный диаметр всасывающего
отверстия рабочего колеса Роэкв, определяющий живое сечение отверстия, можно
найти диаметр втулки колеса
dem = yDl-D}3Ke . (128)
Скорость во всасывающем отверстии колеса
Определив все основные размеры рабочего колеса, можно построить его мери-
дианное сечение.
19. ПРОТОЧНЫЕ КАНАЛЫ КОРПУСА
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Проточные каналы корпуса центробежного насоса состоят из каналов, подво-
дящих и отводящих жидкость от рабочего колеса. От характера движения жидкости
в каналах корпуса насоса зависит движение жидкости в рабочем колесе. На расчетном
режиме работы насоса относительное движение жидкости в рабочем колесе считается
установившимся. Для обеспечения установившегося относительного движения в ра-
бочем колесе необходимо, чтобы поток до* и за колесом был осесимметричным. Созда-
ние осесимметричного потока перед колесом и за ним является одним из основных
требований, предъявляемых к конструкции проточных каналов корпуса.
Подводящие каналы делятся на конфузоры с прямолинейной и криволинейной
осью, кольцевые камеры, спиральные подводящие камеры, обратные каналы лопа-
точных отводов (в многоступенчатых насосах). Каждый подвод должен обеспечи-
вать требуемые как по величине, так и по направлению скорости жидкости при входе
в колесо. При этом поле скоростей должно быть возможно более осесимметричным
и равномерным по всему сечению.
Отводящие каналы должны обеспечивать, во-первых, осесимметричность по-
тока жидкости при выходе из рабочего колеса и, во-вторых, преобразование кине-
СПИРАЛЬНЫЕ ОТВОДЫ
45
тической энергии потока, выходящего из колеса, в энергию давления. Относительная
величина напора, преобразуемого в отводящих каналах в давление, составляет
,_0 _ gfir
Г-1 * гК о
“Т 2^2
Из этого уравнения следует, что чем меньше коэффициент реакции рк рабочего
колеса, тем большую долю напора отводящие каналы преобразуют в давление.
Обычно в отводящих каналах корпуса в давление преобразуется от одной четверти
до трети напора рабочего колеса. Поэтому их гидравлическое совершенство суще-
ственно сказывается на к. п. д. всего насоса.
Каналы, отводящие жидкость от рабочего колеса, делятся на спиральные отводы
(спиральные камеры) и лопаточные отводы.
20. СПИРАЛЬНЫЕ ОТВОДЫ
Спиральный отвод состоит из спирального канала 0—1—2—3—4—5—6—7—8
и диффузора 8—9 (рис. 27). Спиральный канал собирает жидкость, выходящую из
рабочего колеса, и подводит ее к диффузору. При этом обеспечивается осевая сим-
метрия потока за рабочим колесом насоса. В диффузоре происходит снижение ско-
рости потока и преобразование кинетической энергии жидкости в потенциальную
энергию давления.
Рис. 27. Схема спирального отвода
Поперечное сечение спирального канала может иметь различную форму. Оно
может быть круглым (рис. 28, а), очерченным по дуге круга и двум прямым, каса-
тельным к дуге и образующим в пересечении угол а = 354-45° (рис. 28, б), ив виде
сектора с закругленными углами (рис. 28, в). Опыт показывает, что гидравлические
потери в спиральных отводах с круглым сечением больше, чем в спиральных отво-
дах с двумя другими сечениями.
Спиральные отводы применяются в большинстве одноступенчатых насосов,
особенно при низких и умеренных напорах. Для высоконапорных одноступенчатых
насосов часто применяются также и лопаточные отводы, которые устраняют возмож-
ность возникновения и действия на ротор боковых сил. Для многоступенчатых на-
сосов применяются и спиральные, и лопаточные отводы; при выборе типа отвода
руководствуются в основном соображениями гидравлического и конструктивного
порядка.
46
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
шением где о2 — ширина колеса
Рис. 28. Формы поперечных сечений
спирального отвода
Поток, выходящий из рабочего колеса, поступает в спиральный канал через,
входное сечение, представляющее собой цилиндрическую поверхность радиуса R3,
соосную с осью колеса (рис. 27 и 28). Радиус R3 принимается из условия, что пульса-
ция скоростей потока, вызванная влиянием конечного числа лопастей рабочего ко-
леса, успевает снизиться до приемлемой величины перед поступлением в спиральный
канал. Обычно принимают
R3= (1,034-1,05) Я2, (130)
где R2 — внешний радиус рабочего колеса.
Ширина спирального канала Ь3, замеренная на радиусе R3, определяется отно-
на выходе.
Чем меньше коэффициент быстроход-
ности ns, тем большим принимают значе-
ние Ь3. Для насосов со средним значением
ns можно принять Ь3^ 1,75^2, а для
насосов с низким значением ns, у которых
ширина Ь2 мала, Ь3 2Ь2. Для насосов
с ns> 200 начальная ширина спираль-
ного канала может быть уменьшена до
Ь3 = 1,6^2- Для определения Ь3 часто
пользуются зависимостью [16]
^2 4* 0,05/)2. (131)
Для определения площади сечения
спирали необходимо знать скорость потока
в сечении. Исходя из предположения, что^распределение скоростей должно подчи-
няться закону постоянства момента скорости (свободный поток), находим, что ско-
рость в любой точке сечения
vu — —-—
(132)
где vu — скорость потока в спиральном канале на радиусе г (см. рис. 27);иП2 —
окружная составляющая скорости на периферии колеса.
Уравнение (132) можно представить в виде
vur — vU2R2 — — "2д" > (133)
где Гс = 2jiR2vU2 — постоянная спирального отвода.
Расход жидкости через сечение спирального канала пропорционален величине
центрального угла 0 (см. рис. 27). Следовательно, через сечение АВ пройдет коли-
чество жидкости, равное
г. 0 „ 0
Qi~ 360° Q~‘2jFQ’
(134)
где Q — действительная подача колеса, или расход в устье спирали (сечение 5).
С другой стороны, расход через любое сечение спирального канала, в том числе
и АВ, составит
R R
Qi= f vubdr = -£- f -у-dr,
J xTC J г
R, R,
(135)
где b — ширина канала спирали, зависящая от радиуса г (см. рис. 27); R — ра-
диус кривой, по которой очерчивается профиль спирали в плане.
СПИРАЛЬНЫЕ ОТВОДЫ
47
Имея в виду уравнение (134), получим (в град)
0 =
360Гс
Q2ji
R
(136)
Зная изменение b = f (г), можно на основании уравнений (135) и (136) полу-
чить необходимые формулы для расчета спиральных каналов.
Рассмотрим спиральный канал круглого сечения. Спиральные каналы строго
круглого сечения в настоящее время не имеют широкого практического применения,
однако ввиду простоты расчета ими пользуются для предварительных расчетов
в процессе проектирования каналов с другими формами сечений.
Пользуясь обозначениями, приведенными на рис. 27, найдем
6 = 2 J<p2-(r-/?0)*.
Подставляя это значение b в уравнение (135), получим
Яа=Я0—Р
ИЛИ
360 Q = rc (*о — — Р2)>
откуда (в град)
0 = 2ф(^_|Л/?2_р2)=К(/го--|Л^Т7), (137)
где
360Гс _ 720ng Нг
Q (о * Q *
Заменяя в последнем равенстве /?0 = #з + Р и решая его относительно р,
полуйим
(138)
Формула (138) позволяет аналитическим путем определить радиус р кругового
сечения спиральной камеры, расположенного под углом 0. Расчет обычно ведется
для нескольких сечений (на рис. 27 показано восемь сечений через 45°).
Расчет спиральных отводов произвольного сечения (рис. 29) сводится к нахожде-
нию приращения расхода при соответствующем увеличении площади живого сече-
ния спирального канала. Боковыми очертаниями сечения задаются на основании
образцов спиральных отводов насосов, показавших высокие значения к. п. д. Началь-
ную ширину сечения Ь3 на радиусе /?3 определяют так же, как и при расчете круглых
спиралей. При построении последнего сечения (устья) спирали следует учитывать,
что оно уменьшается на толщину ее языка. Поэтому внешний радиус этого сечения
R = #зво должен быть соответственно увеличен, в связи с чем сечение спирали на-
чинается с радиуса /?4, величина которого равна сумме радиуса /?3 и толщины языка
спиральной камеры, чему соответствует точка А. При построении последнего сече-
ния спирали поправка на толщину ее языка учитывается тем, что подача насоса Q360
отсчитывается на графике (рис. 29) не от начала координат О, а от точки а, соответ-
48
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ствующей ri = Т?4, т. е. радиус 7?зв0 устья спирали определяется не отрезком-ВС,
а отрезком DE.
Задавшись приращением Аг радиуса, строят кривую пропускной способности
сечений, образуемых цилиндрическими поверхностями радиуса г/, по формуле
= + Ьг. (139)
Эта формула получена из уравнения (135), в котором подынтегральная функ-
ция — обозначается через В. Затем графически задают ширину bi в функции от г/,
w________________®360____________
D Е
Рис. 29. К расчету спирального отвода с сечениями произвольной формы
производя таким образом численное интегрирование. Обычно назначают Аг =
= 5-?-10 мм, и для каждого такого приращения определяют графически по
выбранной форме сечения спирального отвода ширину Ь[. Расчет ведется в таблич-
ной форме (табл. 9). В последней графе все приращения AQ/ суммируются на-
растающим итогом до значения полной подачи Q360. Если нужно построить восемь
сечений спиральной камеры, на графике отложенную по оси абсцисс величину Q3eo
разбивают на восемь частей (рис. 29), т. е. через 0 = 45°, и определяют значе-
ния Г/, соответствующие расходам Qt-. Пересечение прямой Q360 с кривой расхода
дает внешний радиус спирали /?зв0.
Полученный этим способом контур сечения с внешней цилиндрической поверх-
ностью требует улучшения. Чтобы избежать резкого перехода от внешней поверхно-
сти к боковым, контур делают более плавным, не изменяя пропускной способности
сечения. Для этого пропускная способность площадок, прирезаемых и отрезаемых
от теоретического сечения при переходе к окончательному (рис. 29), должна быть
одинакова:
F^)ux = FyVUy.
Заменяя vux и vuy их значениями через Гс, получаем
?х __ _[х_
Гу гу ’
где гх и гу — радиусы центров тяжести площадок Fx и Fy.
СПИРАЛЬНЫЕ ОТВОДЫ
49
Таблица 9. Расчет спирального канала
Номера точек 1 Г1 bi bi 1 ri Bl + Bi+1 rc X У Ar i Qi^^Qi
2
1
2
3
Часто при расчете отводящего спирального канала исходят из постоянства ско-
рости vc по всем сечениям канала, определяя ее на основе опытных данных [3; 31 ].
Исходя из предложения о подобии насосов с равными коэффициентами быстро-
ходности, среднюю скорость в спиральном канале можно определить по формуле
vc = KcV2gH,
где Кс — опытный коэффициент,
ляемый по графику на рис. 30 [3].
Площадь последнего сечения
F = -*-.
VC
Площадь промежуточных сечений
‘ F — 9 F
1 360
Диаметр D3 начальной окружности,
используемой для построения спирали,
определяется по соотношению
£>з = (141)
где коэффициент Кн находится по кривой
на рис. 30.
Высота последнего сечения спираль-
ного канала определяется по коэффици-
енту раскрытия спирали Кр.
а __у
4>-Лр~2 2~ *
(140)
опреде-
канала
(142)
Рис. 30. Зависимость расчетных коэф-
фициентов спирального отвода от коэф-
фициента быстроходности ns
Значение Кр на рис. 30 дано для насосов
с колесами двойного подвода жидкости.
Для насосов с колесами одностороннего подвода коэффициент Кр уменьшается на
10—15%.
Зная величину раствора спирали dSt площади всех сечений и принятый угол
охвата сечений 0, постоянный или плавно изменяющийся от нулевого до конечного
4 и. А. Чиняев
50
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
сечений, можно построить наружное очертание спирали так, чтобы оно было
плавным.
Диффузор спирального отвода соединяет спиральный канал с отводящим трубо-
проводом или переводным каналом насоса. В диффузоре скорость жидкости умень-
шается от величины vc в последнем сечении спирального канала до значения в трубо-
проводе или переводном* канале. Чтобы исключить отрыв потока от стенок диффу-
зора, угол конусности его принимается в пределах 8—11°. Если сечение диффузора
не круглое, то изменение площади поперечного сечения по длине принимается та-
ким же, как для диффузора круглого сечения с прямолинейной осью.
21. ЛОПАТОЧНЫЕ ОТВОДЫ
Лопаточные отводы применяются в основном в многоступенчатых насосах. Они
обеспечивают компактную конструкцию насоса, значительно уменьшая его габа-
риты, в особенности осевой размер.
Лопаточный отвод (рис. 31, а) имеет несколько профилированных каналов,
причем каждый канал состоит из спиральной части acb, служащей для собирания
жидкости, и диффузора bede. Спиральная часть канала в целях обеспечения воз-
можности механической обработки выполняется постоянной ширины. Диффузор
делается прямоугольного сечения с конусностью в одной или двух взаимно перпенди-
кулярных плоскостях, с прямолинейной или искривленной осью.
Для обеспечения установившегося движения жидкости в рабочем колесе поток
в спиральной части каналов направляющего аппарата аналогично потоку в спи-
ральном отводе должен быть свободным осесимметричным. Для этого контур ло-
пасти направляющего аппарата на участке а—с должен следовать линии тока сво-
бодного движения и очерчиваться по логарифмической спирали [16]:
r = R3eetga>, (143)
где R3 — радиус, соответствующий началу лопатки лопаточного отвода и опреде-
ляемый исходя из условия, что промежуток между колесом и лопаточным отводом
должен быть небольшим во избежание излишних потерь трения, но достаточным для
безопасности работы; обычно принимается R3 = (1,03-т-1,05) R2, а3 — угол спирали,
являющийся постоянным.
Для определения tg а3 служит формула
^аз = 7а0-= ^i;-^r=const’ ‘ <144)
где k3 — коэффициент стеснения на входе в направляющий аппарат; Ь3 — ширина
спиральной’ части канала, определяемая по формуле (131).
Высота входного сечения до диффузора находится из треугольника bch
(рис. 31, а):
где Rc — радиус точки с стенки спирального канала; 63 — толщина входной кромки
лопатки лопаточного отвода.
Это уравнение приводится к виду
а
о —
_А_
cos а3
(145)
где zi—число лопаток лопаточного отвода.
Число лопаток з/ выбирают так, чтобы входное сечение диффузора было близко
к квадрату: ао Ь3. Желательно, чтобы число лопаток лопаточного отвода и рабо-
ЛОПАТОЧНЫЕ ОТВОДЫ
51
Рис. 31. Лопаточные отводы: а — схема отвода; б—направляющие (слева)
и обратные (справа) каналы
4*
52
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
чего колеса было различным; большее число дает лучший диффузор с большим пе-
рекрытием лопаток, но при этом возрастают потери трения. Коэффициент стеснения
*з=«о±вз = 1+А (146)
ь*0 а0
не должен превышать 1,15—1,10 во избежание повышения гидравлических
потерь.
Угол расхождения стенок е для диффузоров с расширением в одной плоскости
принимается 10—12°, а для диффузоров с расширением в двух плоскостях — 6—8°.
Искривление оси диффузора позволяет уменьшить наружный диаметр направляющего
аппарата, но при этом снижается его гидравлический к. п. д.
Важные сведения по расчету лопаточных отводов приведены в работе [23].
В ней, в частности, указывается, что участок спирали а—с с достаточной точностью
можно заменить дугой с радиусом
Pen = (R3 + Rc)-^r, (147)
Z COS Ug
где радиус Rc можно определить по формуле
j?e=/?sA,ga».
Здесь 0с — центральный угол спирального канала:
0е = -^-(1 —sin2a3).
В многоступенчатых насосах диффузоры переходят в обратный канал, подво-
дящий поток к следующему колесу.
На рис. 31, б показаны направляющие и обратные каналы отвода погружного
центробежного насоса ЭПН-8. Такие отводы изготовляются прессованием из
пластмасс или литьем по выплавляемым моделям из чугуна [9].
22. ПОДВОДЯЩИЕ КАНАЛЫ
При проектировании центробежных насосов большое внимание уделяется вы-
бору формы и размеров канала, подводящего жидкость к рабочему колесу. Подвод
должен обеспечивать:
1) осесимметричность потока с возможно более равномерным распределением
скоростей по всему сечению;
2) нулевое значение начального момента скорости;
3) изменение скоростей от значений во всасывающем трубопроводе до значе-
ний при входе в колесо.
В насосах с консольно расположенным рабочим колесом широко применяются
подводы в виде конфузоров с прямолинейной и криволинейной осью.
Прямолинейный конфузор представляет собой конический патрубок с прямо-
линейной осью (см. рис. 1, а), в котором иногда устраивается решетка в виде пластин,
расположенных в меридианных плоскостях. Решетка обеспечивает поступление
потока в рабочее колесо без вращения = О). Поток в конфузоре движется уско-
ренно. Скорость жидкости увеличивается обычно на 15—20%. Ускоренное движение
обеспечивает протекание потока в канале с минимальными гидравлическими поте-
рями и выравнивает поле скоростей перед входом в рабочее колесо. Прямолинейный
конфузор является наилучшим типом подводящего канала.
Конфузор с криволинейной осью выполняется в виде конического колена с боль-
шим радиусом поворота (рис. 32, а).
Широко распространен также спиральный подвод (рис. 32, б). Для снижения
потерь и уменьшения влияния закручивания потока скорость в сечениях спирального
подвода vcn принимается несколько меньшей, чем скорость входа в колесо ио. Обычно
принимают
vcn = (0,7ч-0,85) и0.
(148)
ПОТЕРИ В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСАХ
53
При расчете спирального подвода следует учитывать, что половина всего количества
жидкости, проходящей через насос, попадает в отверстие рабочего колеса до дости-
жения потоком сечения ВОЕ. Тогда через сечение ОЕ проходит также половина
количества жидкости, через сечение ОС — четвертая часть и т. д. пропорционально
углу.
В сечении ОВ обычно устанав-
ливается ребро, которое препят-
ствует движению жидкости против
вращения колеса. Габаритные раз-
меры спирального подвода можно
принимать согласно данным, при-
веденным на рис. 32, б [3; 31 ].
23. ПОТЕРИ
В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСАХ
Рис. 32. Подводящие каналы: а — коническое
колено; б — спиральный подвод ^AF = 2D0;
OB = -^-D0; OC=D0; OE = -^-Do\
Потери в центробежных насосах
могут быть разбиты на гидравличе-
ские, объемные и механические (см.
п. 4). Труднее всего поддаются тео-
ретическим исследованиям и экспе-
риментальному определению гид-
равлические потери. Объемные и механические потери более доступны для изуче-
ния. Ниже помещены краткие сведения по оценке потерь в центробежных насосах.
Гидравлические потери. К гидравлическим потерям в центробежном насосе
относятся потери на трение и вихреобразование. Последние составляют основную
часть гидравлических потерь. Они связаны с изменением величины и направления
скорости потока.
Расчет гидравлических потерь в центробежном насосе представляет сложную
задачу, которая до настоящего времени не имеет надежного решения. Величину
этих потерь принято оценивать гидравлическим к. п. д. т]г, который находится по
формулам подобия или принимается по результатам испытаний насосов подобной
конструкции.
Для определения т]г можно пользоваться формулой (75), полученной А. А. Лома-
киным в результате обобщения опытных данных:
0,42
112 1 (Ig^inp —0.172)2 •
Эта формула позволяет производить пересчет гидравлического к. п. д. с модели (t]2.m)
на натуру (т]г.н):
Лг. н — 1 (1 Лг. м)
lgDmp.M-0,172 \2
lg пр.« — 0,172 ) ’
(149)
Объемные потери. Внутри насоса через зазоры между ротором и статором всегда
имеют место протечки жидкости. Они уменьшают полезную подачу насоса и в неко-
торых случаях создают дополнительные гидравлические потери. Объемный к. п. д.
насоса находится по формуле (16):
Ло =
Q' Яоб
Q'
Я
Q + Яоб9
где Яоб — объемные потери. 1
В зависимости от конструкции насоса утечки жидкости возникают в различных
местах. Наиболее характерными являются потери через переднее уплотнение ко-
леса qrf.Kt в уплотнении диафрагмы а, разделяющей соседние колеса много-
ступенчатого насоса, и в системе уравновешивания осевой силы qrf.yp (Рис- 33).
Кроме утечек жидкости внутри насоса имеются утечки жидкости через
54
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
сальники qo6. с- Эти утечки незначительны, и ими можно пренебречь при расчете
объемных потерь.
Приведем расчетные формулы для определения утечек q^. к и q^.d- Утечки
через систему уравновешивания осевой силы Уоб.ур рассматриваются в п. 26.
Величина утечки жидкости через зазор в переднем уплотнении колеса может
быть определена по формуле
Я об. к —
Ру — Pi
У
HpitDyb V2gHy. к,
(150)
где Цд — коэффициент расхода; f = nDyb — площадь поперечного сечения щели;
Dy — диаметр уплотнения; b — радиальный зазор; Ну, к = —— напор, те-
Рис. 33. Схема протечек жидкости в центробежном насосе
ряемый в уплотнении колеса; ру — давление перед уплотнением; — давление
за уплотнением, принимаемое равным давлению при входе в колесо.
Величину радиального зазора b стремятся делать возможно меньшей, однако
при чрезмерно малом зазоре может произойти задевание уплотняющих поверхно-
стей. Ориентировочно можно принимать 6 = 0,0015Dy [16]. В работе [3] реко-
мендуется при Dy^. 100 мм принимать b = 0,25 мм и при Dy^ 100 мм
b = 0,25 + (Dy — 100) 0,001 мм,
а максимально допустимый зазор вследствие износа уплотнительных колец нахо-
дить по формуле
b = 0,3 + QfiMDy.
Для определения напора Ну, к, теряемого в переднем уплотнении колеса, при
нормальном состоянии уплотнения можно пользоваться зависимостью
w2 Г / \2
Ну. к = Нст J 1 • (151)
Входящий в это уравнение статический напор колеса определяется по формуле
Нет 1 — Рк.НТ1 = / 1 -- ™ \ НТ1. (152)
\ 2“2 )
Коэффициент расхода зависит от конструкции уплотнения. Основные типы
уплотнений, применяемых в центробежных насосах, показаны на рис. 34. При оди-
наковых длине и зазоре лабиринтное уплотнение (рис. 34, г) может уменьшить коэффи-
циент расхода на 20—30% по сравнению с простым уплотнением. Винтовая канавка
потери в центробежных насосах
55
лабиринтного уплотнения (рис. 34, ж) при вращении колеса вызывает движение
жидкости, противоположное направлению протечек, что снижает коэффициент рас-
хода на 30—35%.
Коэффициент расхода для простого гладкого уплотнения (рис. 34, а) находится
по формуле
Рис. 34. Типы уплотнений: простые (а — гладкое; б—гладкое
с прямым зубом; в — гладкое с косым зубом); лабиринтные (г — сту-
пенчатое; д — с одним зубом; е — с двумя зубьями; ж — с вин-
товой канавкой)
(153)
для лабиринтного уплотнения (рис. 34, е)
1
(154)
где X коэффициент гидравлического трения; I — длина щели уплотнения; b — ши-
рина зазора; f — площадь сечения щели.
Коэффициент гидравлического трения зависит от режима движения жидкости
в зазоре и шероховатости стенок уплотнения, в первом приближении можно при-
нять X = 0,044-0,06.
Режим движения жидкости в зазоре уплотнения устанавливается по числу Re:
где vy— Цд Ук — осевая составляющая скорости движения жидкости в за-
зоре; иу — окружная составляющая скорости движения жидкости в зазоре; v —
коэффициент кинематической вязкости жидкости.
56
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Обычно в насосах Re> 2300, и, таким образом, режим движения жидкости
в зазоре является турбулентным.
Толщина ламинарного подслоя на поверхности стенки уплотнения
е N' 1 Г 8
6л. п = 2& у -у-,
где для воды JV' = 11,5.
Коэффициент гидравлического трения X при движении жидкости в уплотнении
рассчитывается по формулам для труб с гладкими и шероховатыми стенками. Абсо-
лютная шероховатость к стенок уплотнения зависит от чистоты обработки поверхно-
сти стенок.
Если толщина ламинарного подслоя меньше абсолютной шероховатости
(6Л. п < к) и Re> 2300, то коэффициент X во втором приближении рассчитцвается
по формулам для труб с шероховатыми стенками/
/ b \1 2 ’
( 1.74 + 21g ^-)
\ /
При бл.п>/си Re> 2300 коэффициент X находится по формуле для движения
жидкости в трубах с гладкими стенками:
Х = (l,8Re — 1,5)“2.
Если Re < 2300, т. е. режим течения жидкости в зазоре ламинарный, то вели-
чина X как при гладких, так и при шероховатых стенках уплотнения определяется
по формуле
Утечки жидкостй через уплотнение диафрагмы, разделяющей соседние колеса
многоступенчатого насоса, могут быть определены по формуле
Я об. д = Нрл demb 2gHy. & (155)
где dem — диаметр втулки колеса в уплотнении; Ну, $ — напор, теряемый в уплотне-
нии диафрагмы:
Радиальный зазор уплотнения диафрагмы принимается равным или несколько
большим зазора уплотнения колеса.
Коэффициент расхода для гладкого однощелевого уплотнения находится по
формуле (153), а для уплотнения с канавками
1
Ир =
1^26 + 1,5 +
где I — суммарная длина уплотнения; iK — число канавок.
Механические потери. Механические потери представляют собой энергию,
затраченную на преодоление механического трения внутри насоса. Общая мощность
трения
^тр = ^тр. п, 4“ ^тр. с 4“ ^тр. д> (157)
где Nтр. п — мощность трения в подшипниках; Nmp. с — мощность трения в саль-
никах; Nmp.d — мощность дискового трения.
Наиболее значительными являются потери дискового трения. Трение колеса
о жидкость зависит от состояния поверхности колеса и в равной мере от внутренней
ПОТЕРИ В ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСАХ
57
поверхности корпуса. Установлено, что окраска чугунной отливки уменьшает
потери дискового трения на 20%; на столько же уменьшаются потери и при поли-
ровке поверхности дисков. Дисковое трение заметно возрастает, если на стенке
корпуса расположены ребра жесткости.
Для определения мощности дискового трения на обеих сторонах колеса (в кет)
можно пользоваться формулой [16]
ЛГтР.д = °.°196С/Р/?2й>3- (158)
где р — плотность жидкости; R2 — наружный радиус колеса; о — угловая ско-
рость; Cf — коэффициент трения, зависящий от числа Re. Для турбулентного ре-
жима
с (159)
Для определения потерь на трение колеса о воду (в л. с.) Пфлейдерер рекомен-
дует следующую упрощенную формулу:
Nmp. д = 0,0011ф2 (D2 + 5е). (160)
где е — суммарная ширина дисков колеса в м.
Мощность трения в подшипниках определяется специальным расчетом на основе
гидродинамической теории смазки или теории потерь в подшипниках качения.
В малонагруженных подшипниках скольжения, что часто имеет место в насосах,
мощность трения (в кет) приближенно может быть определена по формуле Петрова
= (161)
где |х — крэффициент абсолютной вязкости масла; г и I — радиус и длина шейки
вала; дг — радиальный зазор в подшипнике.
Величина потерь трения в сальниках зависит от многих причин. На эти потери
влияют такие факторы, как диаметр и глубина сальника, число оборотов, давление
перед сальником, способ набивки и смазки и т. п. Ориентировочное значение мощ-
ности трения в сальниках (в кет) можно определить по следующей формуле [16]:
_ ЯП. 2/тр2т(._ -2^р2т) .(162)
^тр.е- зо 102 fmptP<^ V1 ’> ( }
где г и s — внутренний радиус и толщина кольца набивки; I—длина набивки;
р0 — давление перед сальником; fmpi — коэффициент трения движения; fmp2 —
коэффициент трения покоя.
Коэффициент трения движения fmpi для хороших сортов набивки составляет
0,01—0,1. Очевидно, что он также сильно зависит от состояния поверхности вала.
Величина представляет собой число колец набивки, которое в работе [16] реко-
мендуется брать не более семи. По данным работы [21 ] число уплотнительных колец
не должно превышать двух—четырех.
Ориентировочное значение мощности, теряемой на трение в сальнике, можно
определить также по формуле (299).
Обычно потеря мощности на трение в подшипниках и сальниках насоса состав
ляет около 1—2% от потребляемой насосом мощности.
Механический к. п. д. центробежного насоса определяется по формуле (17):
58
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
24. КАВИТАЦИЯ
Вопросы кавитации в той или иной мере рассматриваются в целом ряде работ
[16; 19; 25 и др.]. Наиболее полные сведения приведены в работах [14; 28], спе-
циально посвященных кавитации. Остановимся кратко на причинах возникновения
кавитации и ее последствиях.
Сущность кавитации заключается в образовании разрывов сплошности (каверн)
в тех местах потока, где давление снижается до величины, соответствующей давле-
нию насыщенного пара при данной температуре жидкости. В таких местах происхо-
дит быстрое вскипание жидкости, причем пузырьки пара переносятся потоком
в область более высоких давлений, где происходит их конденсация. Процесс конден-
сации совершается мгновенно,
и
Рис. 35. Влияние кавитации на
характеристики насоса
окружающая жидкость устремляется в образовав-
шиеся пустоты, что сопровождается сильными
гидравлическими ударами и шумом. Если пу-
зырек пара в момент его полной конденсации
находится на поверхности, ограничивающей
поток, то удар приходится на эту поверхность.
Согласно современным исследованиям, истинные
давления при кавитации могут достигать
10 000 атм, а число ударов исчисляется тыся-
чами в секунду.
Кавитация в насосе приводит к образова-
нию кавитационной эрозии, разрушающей на-
сос. Поскольку высокие давления, развиваю-
щиеся на обтекаемой поверхности, действуют
практически в точке, то вызываемые ими силы
малы и не могут привести к разрушениям. Глав-
ным фактором, вызывающим разрушение, по-
видимому, является поверхностная усталость материала от цикла одностороннего
сжатия. При кавитации образуется поверхностный наклеп, а затем происходит
разрушение наклепанного слоя и прогрессирующее разрушение основного мате-
риала.
Понижение абсолютного давления может вызвать выделение паров из жидкости
либо в одном месте (местная кавитация), либо во всей зоне (общая кавитация). Мест-
ное понижение давления возникает с возрастанием скорости в потоке при обтекании
профиля лопасти Колеса, при резких поворотах, при обтекании выступов и т. п.
Общее падение давления может произойти вследствие увеличения высоты всасывания,
возрастания температуры перекачиваемой жидкости, падения атмосферного давления.
Кавитация обнаруживается прежде всего по шуму, а также по падению характери-
стик и разрушению материала.
Кавитационному разрушению подвержены все материалы. Быстрее всего раз-
рушается чугун, дольше всех стоит аустенитная сталь. Быстрота разрушения чу-
гуна объясняется присутствием в его структуре мягких графитовых включений,
которые и разрушаются в первую очередь. Аустенитные стали устойчивы главным
образом благодаря полной равномерности их структуры. Большое значение при про-
чих равных условиях имеет твердость материала. Именно этим, по-видимому, мож-
но объяснить очень высокую стойкость алюминиевой бронзы.
О стойкости материалов против кавитации можно судить по времени, в течение
которого разрушение достигает заметных размеров.
В табл. 10 приведены потери веса материалов после двух часов воздействия
кавитации [14].
Основным средством предупреждения кавитации, обеспечивающим нормаль-
ную работу центробежного насоса, является поддержание такого давления во вса-
сывающем тракте, при котором кавитация не появляется.
Кавитация сопровождается изменением характеристик насоса. На рис. 35
показано, как изменяются характеристики насоса при кавитации; штриховыми
линиями проведены нормальные бескавитационные характеристики.
В насосах с ns<Z 100 характеристики H—Q, N—Q и t]—Q падают очень резко,
когда подача достигает значения, при котором избыточный напор всасывания ста-
ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
59
Таблица 10. Стойкость некоторых материалов против кавитации
Материал Потеря веса образцом через два часа в мг
Горячекатаная алюминиевая бронза (Си — 83%; А1 — 10,3%; Fe —5,8%) Литая алюминиевая бронза (Си — 83,1%; А1 — 10,3%; Fe —4,1%) Наваренная в два слоя нержавеющая сталь (Сг — 17%; Ni -7%) Горячекатаная нержавеющая сталь (Сг — 26%; Ni — 13%) Отпущенная катаная нержавеющая сталь (Сг — 12%) Литая нержавеющая сталь (Сг — 18%; Ni — 8%) » » » (Сг — 12%) » марганцевая бронза Толстолистовая сталь Литая сталь Алюминий Латунь Чугун 3,2 5,8 6 8 9 13 20 80 98 105 124 156 224
новится минимальным и начинается парообразование. При ns = 1004-350 харак-
теристики Н—Q и т]—Q падают постепенно, еще до того, как будет достигнута точка
внезапного срыва кривой.
25. ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
Геометрической высотой всасывания Нвс называется разность отметок оси на-
соса Zo и свободного уровня в резервуаре Zi, из которого жидкость забирается на-
сосом (рис. 36). Эта разность выражается форму-
лой (10):
Нес =
Таким образом, Нвс представляет собой строи-
тельную характеристику насосной установки. Если
насос расположен ниже уровня, как, например, при
перекачивании горячих жидкостей, то высота вса-
сывания становится отрицательной и называется
подпором.
Приток жидкости от поверхности свободного
Уровня до поступления ее в колесо насоса происхо-
дит за счет разности давлений жидкости на этих от-
метках или, иными словами, за счет начальной по-
тенциальной энергии.
Удельная энергия 0 потока при входе в на-
сос, отсчитываемая от отметки оси насоса, опреде-
ляется по формуле
Рис. 36. Определение высоты
всасывания
V2
Ев.0=-^+^=*--Нвс-Ьл, (163)
60
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
где рв, о — давление во входном сечении, отнесенное к оси насоса; pi — давление
на свободную поверхность жидкости; ve — скорость жидкости при входе в насос;
hci — сопротивление всасывающего трубопровода.
Для нормальной работы насоса должно выполняться условие (12).
Удельная энергия Ев.о должна быть достаточной для создания скоростей и
ускорений в потоке при входе в колесо и для преодоления сопротивлений без падения
давления до величины, ведущей к вскипанию жидкости. Поэтому решающее значение
имеет не абсолютное давление само по себе, не абсолютная величина удельной энер-
гии потока при входе в насос, а ее превышение над энергией, соответствующей дав-
лению насыщенного пара жидкости:
у2
TJ Г? Рп ______ Ре. О Рп } в /1ЛЛ\
пвс. изб = tв. о —= -----------‘ 2g * (164)
Величина Нвс,из^ называется избыточным напором всасывания над давлением
парообразования жидкости. Для каждого насоса существует некоторое минимальное
значение Нвс, u3q, Kpt ниже которого в насосе начинается местное вскипание жидко-
сти.
Величина Нвси3б, показывающая каким должен быть запас удельной энергии
перед входом в колесо, чтобы внутри него не наступала кавитация, называется также
кавитационным запасом и обозначается Д/i, а величина Нвс,и3б,кр— критическим
кавитационным запасом и обозначается &hKp.
Из уравнений (163) и (164) находим
V2
и ____ Р1 Рв- о________и ____ Pl Рп ______ /7 -__h flAt:\
“вС-------- 2g Пс1 — у пвс. изб ncl.
Критическому значению НвС1 u3q, соответствует наибольшая высота всасывания
Нвс. кр= из& кр ^съ (166)
которая называется критической высотой всасывания.
Для обеспечения надежной работы насоса допустимая в эксплуатации высота
всасывания Нес, ^должна иметь некоторый запас, что учитывается коэффициентом <р
при Ивс. и3б. кр.
Нвс. доп= уНвс. изб. кр hcl = ? &hdon ^сь (167)
где &hdon = <рЯ,с. и3б. Кр — допустимый кавитационный запас, т. е. то его значение,
при котором обеспечивается нормальная работа насоса без кавитации.
Коэффициент запаса <р выбирается в пределах 1,15—1,4. Из формулы (167)
видно, что допустимая высота всасывания возрастает с увеличением давления pi
на свободную поверхность жидкости. При открытом резервуаре давление pi равно
атмосферному ра, значения которого приведены в табл. 3.
Допустимая вакуумметрическая высота всасывания определяется по формуле
____ и2
Нвак. доп = —----------J- . (168)
При перекачивании кипящих жидкостей резервуары с жидкостью бывают
закрытыми и давление в них равно давлению насыщенного пара, как, например,
в конденсаторе. В этом случае допустимая отрицательная высота всасывания (подпор)
определяется по формуле
Нвс- доп — (ф7Лс. цэб. кр 4“ (169)
Очевидно, что величина подпора в этих условиях остается постоянной независимо
от температуры жидкости, так как давление на свободную поверхность равно давле-
нию насыщенного пара.
ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
61
Найдем теоретическое значение Нвс.изб.кр* Рассматривая поток жидкости от
места входа в насос (сечение а—а) до точки х (рис. 37) в области поступления потока
в колесо, где возникают кавитационные явления, можно установить, что динамиче-
ское падение давления в точке х равно [16]
2 2
ДР« _ ЛА Wx~Ux UiVut , .
— = ДЛвс =---------------1- —— -I - “с, а-х (170)
И что
^вс- изб. кр = &hec max ~F (%х %в. о) • (171)
т. е. минимальное избыточное давление всасывания равно сумме максимального
динамического падения давления в области колеса и разности отметок Zx (точки
возникновения кавитации) и Ze, 0 (оси насоса). Величина
hc,a-x представляет собой гидравлические потери от
входного сечения до точки х с давлением рх.
Разность отметок Zx—Zg.o имеет практическое зна-
чение лишь для крупных насосов. Для насосов обычных
размеров и особенно в случае модельных испытаний вели-
чина Zx—Ze,0 пренебрежимо мала [16].
Из уравнения (170) следует, что динамическое паде-
ние давления возрастает при наличии составляющей vu\
до поступления потока в рабочее колесо. Для улучшения
кавитационных показателей насоса скорость жидкости на
входе в колесо должна иметь осевое направление и поток
не должен быть закручен, т. е. vui = 0. С этой целью во
всасывающих каналах нередко устанавливаются ребра,
устраняющие закручивание потока. Для уменьшения
гидравлического сопротивления hCf а_х всасывающего
канала его сечения принимаются суживающимися по на-
правлению к входу в колесо. Сопротивление конфузорных
каналов обычно пренебрежимо мало. В этих условиях
14 a l \ % x/max /17о\
“вс. изб. кр — &Пвс max — ST • (1 • *)
Таким образом, кавитационный запас Нвс, изб. кр опре- Рис. 37. Схема насоса
деляется динамикой потока в области входа потока в ко- к расчету H9cu3QtKp
лесо и должен подчиняться закону динамического подобия.
Для обобщения результатов кавитационных испытаний был предложен коэффи-
циент
__ ^вс’ и3^’ КР _ &hec max
Н ~ Н
где Н — напор насоса.
Подставляя в это уравнение значение Н9С, u3Qt кр из уравнения (172) и значение Н
из основного уравнения насоса, можно установить, что величина о определяется
исключительно отношением скоростей, т. е. для геометрически подобных насосов,
работающих на подобных режимах, остается постоянной. Следовательно, в условиях
подобия
^hec max = .
Однако кавитационный коэффициент а неудобен в применении к центробежным
насосам, так как величина A/iflcmax определяется только условиями входа потока
в колесо и в широких пределах не зависит от условий выхода из колеса. В насосах
с одинаковыми условиями входа, но с различными напорами значения ДЛвстах
будут одинаковыми, а коэффициенты а различными. Таким образом, введение в кави-
тационный коэффициент величины напора является нежелательным.
62
центробежные насосы
Для определения A/iflcmax С. С. Руднев на основании обобщения опытных дан-
ных предложил следующую формулу:
/ ti Vo W3
-Дзетах = 10 ’ (173)
где Q — подача в м31сек (для колеса с двусторонним подводом принимается ;
С — постоянная, характеризующая конструкцию насоса; для обычных насосов
находится в пределах 800—1000; у рабочих колес со специальным профилированным
входом, например конденсатных, достигает 2500 [16; 25].
Колесо конденсатного насоса с сильно развитой областью входа, обеспечивающей
высокое значение коэффициента С, показано на рис. 24. Значительное улучшение
антикавитационных качеств колес конденсатных насосов приводит к существенному
снижению к. п. д. [16].
Формула (173) вскрывает зависимость A/iflcmax от основных параметров насоса
и позволяет произвести выбор числа оборотов п в функции Q и допустимой высоты
всасывания. Чем выше число оборотов насоса, тем меньше допустимая высота вса-
сывания; поэтому для заданной подачи Q и допустимой высоты всасывания повышение
числа оборотов возможно лишь с увеличением постоянной С, зависящей от конструк-
ции насоса.
Из формулы (173) следует, что
С = 5,62 . (174)
Дй3/4
вс max
Эта формула совпадает по форме с выражением для коэффициента быстроходности ns.
Различие заключается в том, что вместо напора колеса Н подставлена величина дина-
мического падения давления A/iflcmax. На этом основании коэффициент С назван
кавитационным коэффициентом быстроходности.
Подставляя в уравнение (174) значение kh3c max, выраженное через соотноше-
ние скоростей и определяющих их геометрических размеров колеса на входе, можно
установить, что
с=88° <i75>
L \ «о / \ «о / J
nDQn
где и0 — скорость жидкости при входе в колесо; uQ = —-----окружная скорость
при входе в колесо; Хо = 1 — (—h” — коэффициент живого сечения для вход-
\ /
ного отверстия колеса; г|0 — объемный к. п. д.
Для колес с подобными условиями входа коэффициенты С одинаковы. Чем меньше
Хо, тем меньше коэффициент С.
Для определения зависимости Aftflcmax от основных конструктивных харак-
теристик рабочего колеса ВНИИгидромашиностроения предложил пользоваться
следующей формулой:
max =• то + по , (176)
где и0 — средняя абсолютная скорость при входе потока в колесо; Wi — средняя
относительная скорость при поступлении потока на лопасти; т0 — опытный коэффи-
циент, характеризующий возрастание абсолютной скорости при входе в колесо по
сравнению с ее средним значением; п0—то же для относительной скорости. Ориен-
тировочно можно принять: т0 = 1,04-1,2; п0 = 0,34-0,4.
ОСЕВАЯ СИЛА, ДЕЙСТВУЮЩАЯ НА РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
63
26. ОСЕВАЯ СИЛА, ДЕЙСТВУЮЩАЯ НА РАБОЧЕЕ КОЛЕСО,
И ЕЕ УРАВНОВЕШИВАНИЕ
Осевая сила возникает в результате действия потока на внутреннюю и наруж-
ную поверхности рабочего колеса. Эта сила равна векторной сумме:
Р2 = Ргн + Р^ (177)
Здесь Р2Н — сила, действующая на наружную поверхность колеса; Р2в — сила,
действующая на внутреннюю поверхность колеса.
Рис. 38. К расчету осевой силы
Сила Р2Н на расчетном режиме работы насоса в условиях нормального состояния
уплотнений определяется по формуле (рис. 38)
,.2 / п2 । 2 \
р л,-- /р2 г2 \ Рг 2 1. У ' вт | /«уо\
P2h-~W («у-гвт) ["7“ 8i -------------
где — радиус уплотнения колеса; rfim — радиус втулки колеса; /?2 — наружный
радиус колеса; р2 — давление жидкости на выходе из колеса.
Знак минус показывает, что сила Р2Н направлена против движения потока при
входе его в колесо, т. е. в сторону, противоположную положительному направле-
нию оси z.
Сила Рад для колес с радиальным выходом потока (рис. 38) равна
Ргв = ^+Р1"(^-4). (179)
где и0 — скорость потока при входе в колесо; pi — давление жидкости при входе
в колесо.
Эта сила направлена в сторону положительного направления оси г.
Если в формулу (177) подставить значения Р2Н и Рад, то получим
Р. = - V- « - Ы ~ - %=) ] + ^ <18">
Обозначим в уравнении (180):
Г и2 / Р2 д_ г2 \ 1
р' = —vn(p2 — r2\ Р^ —Pi 2 I + em ) •
ггн Уп \^y rtm) v 8„ I 1 od2 ’
p' _ YQ^O
" g
64
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Тогда можно написать
= + (181)
Обычно сила Ргн по абсолютной величине больше силы P'zei поэтому полная
сила Pz направлена справа налево (см. рис. 38). Сила р' является результатом
изменения количества движения, поэтому ее называют динамической составляющей
осевой силы.
На величину осевой силы Рг существенное влияние оказывает величина зазора
в уплотнении рабочего колеса. По мере износа уплотнения на ведомом диске колеса
Рис. 39. Способы уравновешивания осевой силы в одноступенчатых
насосах
постепенно возникает дополнительная составляющая осевой силы, которая в усло-
виях аварийного износа достигает значения [16]
. “2/2 оч I R% «2 ^2 + \
Р, -9-1п—И-----2 - У -2 . (182)
гн 2 у’ \ R22-R2 Ry 2Rj /
Появление силы PZH объясняется различными законами распределения давле-
ний по обе стороны колеса при большом износе переднего уплотнения. Штриховая
кривая на эпюре давлений (рис. 38) соответствует случаю аварийного износа уплот-
нения.
Полная величина осевой силы при аварийном износе уплотнения
Pz = Pzh+P^-Pu- <183)
При износе уплотнения в диафрагме, разделяющей смежные колеса, также
может возникнуть осевая сила. Величину этой силы можно подсчитать по формуле
(182), заменив в нем Ry на радиус втулки гвт.
Осевая сила Рг в центробежных насосах может достигать больших значений.
Для уравновешивания этой силы в одноступенчатых насосах используют:
1) применение рабочего колеса с двусторонним подводом жидкости (рис. 39, а);
2) выполнение уплотнения на заднем диске колеса (рис. 39, 6);
3) расположение радиальных ребер на заднем диске колеса (рис. 39, в).
У рабочего колеса с двусторонним подводом жидкости (рис. 39, а) осевое давле-
ние теоретически уравновешено. Однако фактически всегда имеет место какое-то
неуравновешенное усилие, обусловленное неравномерным износом уплотняющих
колец в процессе эксплуатации.
Уплотнение на заднем диске колеса (рис. 39, б) образует за колесом камеру,
которая соединяется отверстиями в диске или специальной трубкой с областью
входа потока в колесо. Очевидно, что при таком способе разгрузки удваиваются
утечки, возрастающие по мере износа уплотнения.
Диаметр уплотнения на заднем диске колеса обычно принимается одинаковым
с диаметром уплотнения на переднем диске. Гидравлическая уравновешенность
таких колес нарушается, если изнашивается одно из уплотнений. Ось отверстий
ОСЕВАЯ СИЛА, ДЕЙСТВУЮЩАЯ НА РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
65
в диске желательно выполнять не параллельно оси насоса, а наклонно, в сторону
внешнего радиуса колеса. Площадь разгрузочных отверстий или сечения трубы
должна быть примерно в четыре раза больше площади уплотняющего зазора.
Применение радиальных ребер в качестве разгрузочного устройства основано
на том, что жидкость в пространстве между колесом и корпусом будет вращаться
_ _ „ (0
с угловой скоростью колеса о), а не с половинной угловой скоростью —, как в слу-
чае отсутствия ребер. Это уменьшает давление жидкости на поверхность заднего
диска, имеющего площадь, ограниченную радиусом ребра Rp и радиусом втулки гет
(рис. 39, в).
Величина уменьшения осевой силы,
достигаемая благодаря установке ра-
диальных ребер, может быть опреде-
лена по формуле [25]:
1 2 5 4 5 5
Рис. 40. Схемы расположения колес
в многоступенчатых насосах
где ир и ивт — окружные скорости па
радиусах Rp и гвт.
Для полного уравновешивания
осевой силы должно выполняться ра-
венство
Pz = Pzp. (185)
Этот способ уравновешивания требует затраты дополнительной мощности, однако
она не превышает мощности, затрачиваемой в связи с утечкам'и через дополнительное
уплотнение на заднем диске (рис. 39, б). Существенным недостатком рассматривае-
мого способа является невозможность обработки заднего диска рабочего колеса
при наличии литых ребер; кроме того, возникают трудности при установлении зазора
между ребрами и корпусом.
Оставшаяся неуравновешенная часть осевой силы в насосах воспринимается
упорным подшипником. Встречаются насосы, у которых гидравлическая разгрузка
отсутствует и осевая сила целиком передается на упорный подшипник.
В многоступенчатых насосах для уравновешивания осевой силы используются
следующие способы:
1) расположение рабочих колес всасывающими отверстиями в разные стороны;
2) применение автоматического разгрузочного устройства — гидравлической
пяты или диска.
Первый из этих способов довольно часто применяется в насосах. При четном
числе ступеней рабочие колеса могут быть разделены на две группы так, чтобы своими
всасывающими отверстиями они были обращены в противоположные стороны. Если
число ступеней нечетное, то первую ступень выполняют с двусторонним входом
жидкости. На рис. 40 приведены для примера две схемы расположения колес.
Каждая из них имеет свои достоинства и недостатки.
В схеме / уплотнение между ступенями 3 и 6 находится под разностью давлений,
равной половине общего напора, а в схеме // каждое уплотнение работает лишь под
напором одной ступени. Последняя схема соединений колес целесообразнее с точки
зрения экономичности, так как вследствие быстрого износа из-за больших скоростей
в уплотнении утечки при схеме / будут в процессе эксплуатации больше, чем при
схеме //. Давление на сальник при схеме // много выше, чем при схеме 1. Схема /
позволяет уменьшить расстояние между опорами вала и упростить перепускные
каналы.
Уравновешивание осевой силы при помощи разгрузочного диска (рис. 41) обес-
печивает полное равновесие ротора на всех режимах работы насоса и находит широ-
кое применение в многоступенчатых насосах.
5 и. А. Чиняер
66
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Разгрузочный диск укрепляется на валу за последним колесом насоса в специаль-
ной камере. Пространство камеры перед диском сообщается кольцевой щелью ши-
риной Ьу с областью нагнетания насоса, а пространство за диском соединяется труб-
кой с приемным патрубком насоса. Разгрузочный диск образует с передней стенкой
камеры узкую радиальную щель шириной Ь^. По данным Ленинградского Металли-
ческого завода им. XXII съезда КПСС минимальное значение зазора Ь$ должно
составлять
£а = (0,0010 4-0,0012) Rd2,
где Rд2 — наружный радиус разгрузочного диска.
Ширина зазора в уплотнении Ьу принимается равной зазору в уплотнениях
рабочих колес.
Рис. 41. Уравновешивание осевой силы разгрузочным
диском
Во время работы насоса на разгрузочный диск действует осевая сила
Рд = ^’нП (Рд2 - г1п) (р4 - Рб) = (^2 - г1п) *Рд- (186)
где р4 и рь — давления перед и за диском; фн — коэффициент, учитывающий неравно-
мерность распределения давления по поверхности диска; гвт — радиус втулки ко-
леса; Дра = р4 — Рб — перепад давления на разгрузочном диске.
Осевая сила Р$ равняется осевой силе 2 действующей на рабочие колеса:
Рд=ЪРг = (^2- 4) (187)
Расчет системы уравновешивания осевой силы разгрузочным диском заключается
в выборе размеров диска, определения перепада давления Др^ на диске и расхода
Роб. ур жидкости через систему уравновешивания, нахождении размеров уплотне-
ния перед диском и размеров трубки, отводящей жидкость из камеры за диском.
Наружный радиус R$2 принимается несколько меньше наружного радиуса Ri
рабочих колес насоса.-
Величина перепада давления Др^ на разгрузочном диске находится из уравне-
ния равновесия ротора (187):
(188)
Коэффициент фн определяется исходя из допущения, что давление р4 в камере
постоянно, а вдоль осевого зазора давление изменяется по линейному закону:
(189)
где <р — коэффициент, принимаемый в пределах 0,15—0,25.
РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РАБОЧЕЕ КОЛЕСО
67
Величина утечки жидкости через систему уравновешивания находится по урав-
нению (см. рис. 41) _______
Яоб. ур = ^Rdlbd У 2g-^- , (190)
где коэффициент расхода щели
1
Ра = — .. —±2-=^ •
1 / X (/?^2 Rdi) Rdi । dl I л c
Г 2^ ^1?
Длина щели уплотнения 1уво втулке вала перед диском находится из уравнения
расхода _______
Яоб. ур — Ру2ягвтЬу j/"2g , (191)
где р.» — коэффициент расхода; р3 — р4 — перепад давления в уплотнении.
Коэффициент расхода определяется по формуле
Перепад давления равен
Рз — Р4 = (Рг — Рб) “ (Р2 — Рз) — Ара-
Давление ръ в разгрузочной камере принимают обычно не более 5—8 кГ/см2,
чтобы обеспечить надежную работу сальника.
Давление за последним колесом насоса определяется по формуле
Рг ~ Pi + Y (*• 1)4" Нет],
где pi — давление перед первым колесом насоса; Hi — полный напор ступени;
ic — число ступеней; Нст — статический напор последней ступени.
Падение давления от величины р2 при выходе потока из колеса последней сту-
пени до величины р3 у втулки вычисляется по формуле
“И. rln\
Длина трубки lmt отводящей жидкость из разгрузочной камеры в приемный
патрубок насоса, зависит от размеров насоса. Диаметр трубки dm определяется из
уравнения расхода жидкости через трубку
___- т. .. 1/ 2gP6~-pl. . (192)
4 Утг + '-5 ? Y
Г ат
27. РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА РАБОЧЕЕ
КОЛЕСО, И ИХ УРАВНОВЕШИВАНИЕ
Радиальные силы возникают в насосах со спиральными отводами при работе
на нерасчетных режимах. Это объясняется тем, что на режимах, отличающихся от
оптимального, площади поперечных сечений спиральных отводов не соответствуют
количеству жидкости, проходящему через них. При малых подачах скорость потока
по ходу движения в канале падает, а давление возрастает. При больших подачах,
наоборот, скорость потока по ходу движения в спиральном отводе растет, а давление
5*
68
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
падает. В качестве примера на рис. 42 приведены кривые распределения давлений
в спиральном отводе консольного насоса для трех значений подачи: оптимальной
Qonm (кривая /); 0,19Qonm (кривая 2) и 1,42Qonni (кривая 3).
Угол спирали, град
Рис. 43. Зависимость коэффициента Кр и
угла <р от ns:
------- - при Q < Qonm; » - -------при
Рис. [Г42. 1 Распределение давлений
в^спиральном отводе
Величину радиальной силы Рп действующей на рабочее колесо, можно опре-
делить по следующей формуле, предложенной ВНИИгидромаши построения:
''-ЧЧвЗЪ"* (193)
где Кр — коэффициент, зависящий от ns; Q — текущая подача; Qonm — оптималь-
ная (расчетная) подача; Н — напор, создаваемый колесом насоса; Da — внешний
диаметр рабочего колеса; — ширина колеса на выходе, включая толщину дисков.
•Величина коэффициента Кр находится в зависимости от ns насоса по графику
(рис. 43). На этом графике указан также угол ф, определяющий направление силы Рг.
Среднее значение коэффициента Кр равно 0,36; сила Рг для режимов Qonm
направлена под углом около 100° к оси х и под углом около 300° при Qonm-
Для определения радиальных сил находят применение и другие расчетные
формулы [3; 16; 31].
Рис. 44. Схемы уравновешивания’радиальных сил; а — двой-
ной спиральный отвод; ' б — симметричное расположение
спиральных отводов
У
В насосах с направляющими аппаратами силы радиального давления жидкости
на колеса или отсутствуют, или имеют незначительную величину. Радиальные силы
могут возникнуть при неравномерном подводе воды к рабочему колесу первой сту-
пени, что создает неравномерный напор в различных каналах колеса. Точно так же
радиальные силы могут возникнуть из-за неравномерности распределения скоростей
и давлений в уплотнении рабочих колес в случае эксцентриситета между уплотня-
ющими поверхностями колеса и корпуса.
КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
69
В насосах со спиральными отводами снижение радиальных сил возможно раз-
делением спирального отвода перегородкой на два канала (рис. 44, а).
В многоступенчатых насосах уравновешивание радиальных сил, действующих
на ротор, возможно путем прворота спиральных отводов двух смежных колес на
180° друг относительно друга (рис. 44, б). В этом случае радиальные силы, действу-
ющие на каждые два колеса, дают равнодействующую, равную нулю, и приводятся
к паре сил с плечом, равным расстоянию между осями колес. Вследствие значи-
тельно большего расстояния между подшипниками в сравнении с расстоянием между
осями колес силы реакций опор уменьшаются пропорционально этим расстояниям.
Для полной симметрии распределения давлений вокруг колеса подвод воды
на всасывании также должен быть симметричным. Отклонение от симметрии может
привести к тому, что различные каналы рабочего колеса создадут различные напоры,
в результате чего возникнет радиальная сила.
28. КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Центробежные насосы весьма разнообразны по своим параметрам и конструктив-
ному устройству. Это обусловлено различием в условиях их работы и разнообразием
эксплуатационных требований. Конструкции центробежных насосов наиболее
полно представлены в работах [1; 8; 9; 16; 19]. Ниже приведены лишь некоторые
примеры конструкций центробежных насосов, служащих для подачи воды.
Для подачи воды питьевой и промышленного назначения широкое применение
получили горизонтальные одноступенчатые консольные насосы типов К и КМ.
Первые выполняются с отдельной стойкой, а вторые — моноблочными.
Конструктивное устройство насоса типа К показано на рис. 6. Насос имеет опор-
ную стойку, которая крепится к фундаменту и заключает в себе подшипники. Спи-
ральный корпус насоса крепится к стойке фланцем и может быть повернут так, что
напорный патрубок принимает четыре положения под углами 90°. Для уравновеши-
вания осевой силы на заднем диске рабочего колеса устроено уплотнение. Отвод
утечек из разгрузочной камеры за колесом во всасывающую часть насоса осуще-
ствляется через отверстия в заднем диске колеса. Установленные в насосе шариковые
радиальные подшипники воспринимают также неуравновешенную часть осевой силы
и фиксируют ротор в осевом направлении. Сальник насоса снабжен гидравлическим
затвором.
Моноблочные насосы типа КМ отличаются от насосов типа К отсутствием опор-
ной стойки и вала. В этих насосах рабочее колесо насажено непосредственно на удли-
ненный конец вала электродвигателя, а корпус крепится к фланцу электродвигателя.
Насосы К и КМ имеют одинаковые проточные части и одинаковые параметры (см.
п. 29, табл. 11).
Производство горизонтальных консольных насосов налажено на Катайском
насосо-компрессорном и Ереванском насосном заводах.
Крупный вертикальный консольный насос типа В представлен на рис. 45. Для
уравновешивания осевой силы и части веса ротора насос снабжен камерой, распо-
ложенной за колесом и соединенной со всасыванием двумя трубами. Чтобы избежать
значительного прогиба вала при частичных нагрузках в. связи с неравномерностью
распределения давления по окружности спирального отвода, вал насоса выполнен
весьма жестким. Спиральный отвод снабжен снаружи ребрами жесткости таврового
сечения вместо внутренних связей, которые понижают к. п. д. Подшипник насоса —
с принудительной смазкой и вкладышем на шаровой самоустанавливающейся опоре.
Насосы типа В выполняются на параметры, указанные в ГОСТ 4241—62 (см.
п. 29, табл. 13).
В различных отраслях народного хозяйства для перекачивания воды широкое
применение находят насосы типов НД и Д с колесом двустороннего входа.
На рис. 46 показан центробежный насос типа Д. Корпус имеет разъем в гори-
зонтальной плоскости. Входной и напорный патрубки расположены в нижней части
корпуса и направлены горизонтально в противоположные стороны под углом 90е
к оси. Это позволяет производить контроль и разборку насоса без демонтажа трубо-
проводов и электродвигателя. К корпусу насоса крепятся корпуса подшипников.
Рабочее колесо насажено на вал на шпонке и в осевом направлении фиксируется
70
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Рис. 45. Консольный насос типа В
КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
71
Рис. 46. Насос типа
72 ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
защитными втулками и гайками. Вал опирается на шариковые подшипники, которые
воспринимают также неуравновешенную часть осевой силы. Уплотнительные саль-
ники выполнены с мягкой набивкой и имеют гидравлический затвор. Привод насоса
осуществляется электродвигателем через упругую муфту. Насосы типа Д выполняются
на параметры, указанные в ГОСТ 10272—62 (см. п. 29, табл. 12).
Для перекачивания воды применяются также вертикальные насосы с рабочим
колесом двустороннего входа. К таким насосам относится насос 24НДСВ (рис. 47),
который при 750 об/мин обеспечивает подачу 6500 м3/ч при напоре 79 м. В насосе
применены подшипники скольжения. Вес ротора воспринимается пятой электродви-
гателя. Сальники выполнены с гидравлическим затвором.
Для целей водоснабжения и водопонижения широко применяются центробеж-
ные скважинные насосы (см. табл. 15 и 16). Они выполняются с трансмиссионным
валом и погружным электродвигателем.
На рис. 48, а показан скважинный насос типа 20А18ХЗ с трансмиссионным ва-
лом для скважины с диаметром обсадной трубы 500 мм. Опорная часть насоса уста-
навливается на поверхности земли (на рисунке не показана). Собственно насос со-
стоит из трех секций, основные детали которых (рабочее колесо, корпус с лопаточ-
ным отводом) выполнены из чугуна. К корпусу первой (нижней) ступени присоеди-
нен входной патрубок с защитной сеткой. К корпусу последней (верхней) ступени
присоединен напорный патрубок с нижним направляющим подшипником транс-
миссии. Все подшипники снабжены лингофолевыми вкладышами и смазываются
чистой водой. Число секций трансмиссии с промежуточными подшипниками у этого
насоса доходит до 35.
На рис. 48, б изображен скважинный насос типа ЭПН-8 с погружным электро-
двигателем для скважины с диаметром обсадной трубы 200 мм. Число ступеней в на-
сосе может изменяться от четырех до восемнадцати, при этом напор насоса изменяется
от 50 до 220 м. Ступень насоса состоит из неразгруженного чугунного рабочего
колеса, лопаточного отвода и переводного канала, объединенных в одной детали,
которая может быть изготовлена из пластмассы, разъединительной диафрагмы и
цилиндрического кольца, служащего корпусом ступени. Все ступени соединяются
четырьмя стяжками. Внутри лопаточных отводов устанавливаются резиновые под-
шипники, смазываемые перекачиваемой водой. Нижний конец вала жесткой муфтой
соединяется с валом электродвигателя «мокрого» типа, габаритный диаметр которого
равен диаметру насоса. Типовые конструкции скважинных (погружных) насосов
описаны в работе [9].
Приведем примеры конструкций питательных насосов паровых котлов. На
рис. 49 представлен десятиступенчатый питательный насос ПЭ-500-180 Сумского
насосного завода. Насос приводится асинхронным электродвигателем мощностью
4000 кет через гидромуфту. Его параметры: подача 500 м3/ч при давлении на выходе
180 кГ/см* и температуре перекачиваемой воды 160° С; мощность ца валу насоса
3150 кет при к. п. д. 76%; вес всего насосного агрегата 27 250 кг.
Главной конструктивной особенностью этого насоса является то, что он двух-
корпусный. Его внутренний корпус образован соединяемыми по вертикальному
стыку отдельными секциями, состоящими из обоймы и неразъемного лопаточного
отвода с переводным каналом. Осевая сила уравновешивается с помощью разгрузоч-
ного диска. Колеса посажены на гладкий вал, в осевом направлении они зафикси-
рованы упором в бурт вала и затянуты гайкой со стороны разгрузочного диска.
Концевые уплотнения — сальникового типа с мягкой набивкой, расположенной
в охлаждаемых водой камерах; подшипники —скользящего трения с принудительной
смазкой. При разборке внутреннего корпуса необходим полный демонтаж ротора.
Колесо первой ступени специальной конструкции с высокими кавитационными
качествами обеспечивает работу насоса при подпоре сверх упругости паров
12 м вод. ст. без применения бустерного насоса. с
Примером высокооборотного турбонасоса, выполненного на те же параметры,
что и насос ПЭ-500-180, является питательный турбонасос ОВПТ-500 завода «Эко-
номайзер» (рис. 50). Этот насосный агрегат (рис. 50, а) состоит из двух насосов —
главного питательного 4 и бустерного 1 и общего для них обоих паротурбинного
привода. Питательный насос соединен с турбиной 3 непосредственно, а бустерный —
через понижающий редуктор 2.
КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ.
73
Рис. 47. Насос 24НДСВ: а — продольный разрез; б — харак-
теристика
74
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Рис. 48. Скважинные центробежные
насосы для воды
КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ 75
Рис. 49. Питательный электронасос ПЭ-500-180
76
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Главный питательный насос (рис. 50, 6)
имеет пять ступеней. Конструкция проточной
части при секционно-корпусном исполнении
позволяет вести разборку насоса без съема
рабочих колес, насаженных на вал с натя-
гом. Лопаточные отводы и уплотнительные
кольца имеют горизонтальные разъемы. Осе-
вая сила уравновешена разгрузочным диском.
Концевые уплотнения — щелевого типа с под-
водом холодного уплотняющего конденсата.
На рис. 50, в представлены характеристики
питательного насоса ОВПТ-500: Qnum — по-
дача насоса; /, 2, 3 — напор (соответственно
при числах оборотов 6000,6300 и 6600об/мин)\
4 — к. п. д. насоса; 5 — к. п. д. агрегата.
Конструкции питательных, бустерных,
циркуляционных и других центробежных на-
сосов тепловых электростанций достаточно
полно описаны в работе [19].
В энергетических блоках ТЭЦ находят
применение герметические центробежные
электронасосы с подачей до 1000 м3/ч и на-
пором от 10 до 300 м вод. ст. на ступень.
Конструкции герметических . электронасосов
широко представлены в работе [8]. Гермети-
ческие электронасосы применяются в различ-
ных отраслях промышленности, в первую
очередь, при перекачивании токсичных,
агрессивных, взрыво- и пожароопасных сред,
попадание которых в производственные по-
мещения недопустимо.
29. ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Число типов центробежных насосов, вы-
пускаемых отечественной промышленностью,
весьма велико. Они изготовляются на заво-
дах как массовым порядком, так и по инди-
видуальным заказам. Отразить в данном спра-
вочном пособии выпуск центробежных насо-
сов всех типов и назначений не представ-
ляется возможным. Поэтому ниже приведены
сведения по выпуску лишь стандартизован-
ных насосов, служащих для перекачивания
чистой воды — питьевой и промышленно-хо-
зяйственного назначения.. Технические требо-
вания, предъявляемые к изготовлению этих
насосов, даны в гл. VIII.
Насосы центробежные консольные типов
К и КМ. Производство этих насосов осуще-
ствляется в соответствии с ГОСТ 8337—57.
Насосы предназначаются для перекачивания
воды — питьевой и промышленно-хозяйствен-
ного назначения, а также других жидкостей,
сходных с водой по вязкости и химической
активности.
Насосы типа К — с горизонтальным ва-
лом и отдельной стойкой, а насосы типа
КМ — с горизонтальным валом моноблочные
6)
Рис. 50. Питательный турбонасос
ОВПТ-500: а — схема агрегата; б —
продольный разрез питательного
насоса; в — характеристики турбо-
насоса
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
1««<
78
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 11. Основные параметры центробежных насосов типов К и КМ
(по ГОСТ 8337—57)
Типоразмер Подача Q Напор Н в м ст. жидкости Число оборотов п в об/мин Коэффи- циент быстро- ходности ns Допустимая вакууммет- рическая высота всасывания ^вак. доп в м ст. жидкости К. п. д. П в %, не менее
л/сек М*/Ч
Р/2К-6 Р/2КМ-6 2,4 8,6 18,5 2900 59,0 6 53
р;2к-9 Р/2КМ-9 2,4 8,6 10,0 2900 90,0 6 55
2 К-6 2 КМ-6 5,5 19,8 31,0 2900 61,0 6 62
2 К-9 2КМ-9 5,5 19,8 18,0 2900 . 91,0 6 65
2К-13 2КМ-13 5,5 19,8 11,0 2900 130,0 6 68
ЗК-6 ЗКМ-6 12,5 45 54 2900 59,5 6 63
ЗК-9 ЗКМ-9 12,5 45 31,0 2900 91,0 6 69
3K-13 3KM-13 12,5 45 19,0 2900 130,0 6 72
4 К-6 4 КМ-6 25,0 90 87,0 2900 59,5 5 65
4К-8 4 КМ-8 25,0 90 55,0 2900 84,0 5 73
4К-12 4 КМ-12 25,0 90 34,0 2900 120,5 5 77
4К-18 4 КМ-18 25,0 90 20,5 2900 175,5 5 78
4 К-25 4 КМ-25 25,0 90 12,5 2900 250,0 5 80
6К-8 6КМ-8 45,0 162 32,5 1450 82,0 6 78
6К-12 6КМ-12 45,0 162 20,0 1450 120,0 6 81
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
79
Продолжение табл. 11
Типоразмер Подача Q Напор Н в м ст. жидкости Число оборотов п в об[мин Коэффи- циент быстро- ходности Допустимая вакуумметри- ческая высота всасывания IJ вак. доп в м ст. жидкости К. п. д. Т) в %, не менее
л[сек м*[ч
6К-18 6КМ-18 45,0 162 12,0 1450 175,0 6 82
8К-12 8 КМ-12 80,0 288 29,0 1450 120,0 6 82
8К-18 8 КМ-18. 80,0 288 17,5 1450 175,0 6 83
8К-25 8КМ-25 80,0 288 н,о 1450 250,0 6 83
Примечание. Допустимая высота всасывания Ндак $оп дана для воды,
имеющей температуру 20° С, при барометрическом давлении 735,5 мм рт. ст.
с электродвигателем. Расчетные параметры насосов должны соответствовать ука-
занным в табл. 11.
В обозначение типоразмера насоса входят: первая цифра — диаметр входного
патрубка в мм, уменьшенный в 25 раз и округленный; цифра после буквенного обо-
значения типа — коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз и округлен-
ный.
Примеры условных обозначений:
1) консольный насос типа К с подачей 2,4 л!сек, напором 18,5 м, числом оборо-
тов 2900 об!мин и диаметром входного патрубка 40 мм\
Насос Г/2К-6 ГОСТ 8337—57;
2) консольный моноблочный насос типа КМ с подачей 45 л!сек, напором 32 м,
числом оборотов 1450 об/мин и диаметром входного патрубка 150 мм\
Насос 6КМ 8 ГОСТ 8337—57.
Рабочие режимы насосов по подаче и напору должны соответствовать полям
Q—Н, указанным в ГОСТ 8337—57. В этом стандарте приведены также основные
размеры и вес насосов типа К-
Насосы центробежные двусторонние типа Д. Выполняются горизонтальными
с полуспиральным подводом жидкости к двустороннему рабочему колесу. Насосы
изготовляются в соответствии с ГОСТ 10272—62 и предназначаются для перекачи-
вания чистой воды и жидкостей, сходных с водой по вязкости и химической актив-
ности. Расчетные параметры насосов должны соответствовать указанным в табл. 12.
В обозначение типоразмера насоса входят: первая цифра — диаметр входного
патрубка в мм, уменьшенный в 25 раз; буква после диаметра патрубка — обозначе-
ние типа насоса (Д — двусторонний); цифра после буквы — уменьшенный в 10 раз
и округленный коэффициент быстроходности.
Пример условного.обозначения центробежного двустороннего насоса с входным
патрубком диаметром 300 мм и коэффициентом быстроходности 130:
Насос 12Д-13 ГОСТ 10272—62.
Насосы центробежные вертикальные типа В. Производство этих насосов осу-
ществляется в соответствии с ГОСТ 4241—62. Они выполняются консольными и
предназначаются для перекачивания чистой воды [2].
яо
ЦЕНТРОБЕЖНЫЁ1НАСОСЫ
Таблица 12. Основные параметры
центробежных двусторонних насосов (по ГОСТ 10272—62)
Типоразмер Подача Q Напор Н в м вод. ст. Число оборотов п в об/мин К. п. д. т] в %, не менее Допустимая вакуум- метрическая высота всасывания ЯвЛе.доя в м вод. ст Максимальная мощ- ность, потребляе- мая насосом <№тах в кет
л/сек *5= для рас- четного режима для пере- грузоч- ного ре- жима
6Д-6 6Д-9 45 160 90 53 2900 73 79 5,0 2,0 65 35
8Д-9 8Д-13 80 290 78 46 80 82 3,5 0,5 85 50
10Д-6 ЮД-9 135 485 65 41 1450 76 82 6,0 4,0 130 80
ЮД-13 10Д-19 25 15 83 7,0 5,0 60 25 •
12Д-6 90 77 4,5 1,5 295
12Д-9 220 790 57 1450 83 185
12Д-13 12Д-19 35 21 84 5,5 3,0 135 55
16Д-9 93 84 4,5 615
16Д-13 455 1 650 64 1450 85 0 365
16Д-19 34 3,0 185
24Д-9 24Д-13 900 5 250 75 54 970 86 2,5 4,0 0 800 595
24Д-19 1000 ' 3 600 33 3,0 380
32Д-9 32Д-13 1700 6 100 86 57 730 87 2,5 4,0 0 1720 1180
32Д-19 1500 5 400 30 3,5 500
48Д-22 3500 12 600 23,5 485 88 3,5 3,0 950
Примечания:
1. Допустимая высота всасывания Нвак Qon> дана для воды, имеющей тем-
пературу 25° С, при барометрическом давлении 760 мм рт. ст.
2. К. п. д. насосов подлежат уточнению поданным испытаний головных образцов.
3. Отклонение напора Н от величин, указанных в таблице, допускается в сле-
дующих пределах: ±3 % — для насосов с коэффициентом быстроходности 60 и 90;
±5% — для насосов с коэффициентом быстроходности 130 и 190.,
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
81
За нормальное исполнение принимается насос с проточной частью подобной
моделям насосов с коэффициентом быстроходности 120, 160 и 220, безразмерные ха-
рактеристики которых указаны в ГОСТ 4241—62. Расчетные параметры насосов
должны соответствовать указанным в табл. 13.
В обозначение типоразмера насоса входят: прописная буква В, обозначающая
вид насоса (вертикальный); цифра перед буквой — диаметр входного патрубка в мм,
уменьшенный в 25 раз и округленный; цифра после буквы — коэффициент быстро-
ходности, уменьшенный в 10 раз и округленный.
Пример условного обозначения центробежного вертикального насоса с входным
патрубком диаметром 800 мм и коэффициентом быстроходности 120:
Насос 32В-12 ГОСТ 4241-62.
Насосы с потребляемой мощностью 2500 кет и более допускается в обоснованных
случаях изготовлять с расчетными и рабочими режимами, отличающимися от уста-
новленных ГОСТ 4241—62.
Насосы центробежные многоступенчатые секционные. Эти} насосы в соответ-
ствии с ГОСТ 10407—70 выпускаются двух групп: нормальной и высокооборотной.
Они предназначаются для перекачивания чистой воды и жидкостей, сходных с во-
дой по вязкости и химической активности.
Ступени насосов составляются из рабочих колес с односторонним входом. Рас-
четные параметры насосов должны соответствовать указанным в табл. 14.
В обозначение типоразмера насоса входят: начальные буквы наименования
насоса — ЦНС (центробежный насос секционный), цифры после букв — номиналь-
ная подача насоса в м3/ч, цифры после дефиса — напор, развиваемый насосом в рас-
четном режиме, в м ст. жидк.
Пример условного обозначения многоступенчатого насоса с подачей 180 м3/ч
и напором 680 м ст. жидк.:
Насос ЦН С180-680 ГОСТ 10407—70.
Расширение области применения насоса каждого типа при постоянной скорости
вращения достигается смещением рабочего режима по кривой Н—Q в пределах,
указанных в ГОСТ 10407—70.
Предельные отклонения значений величин напора, указанных в табл. 14, не
должны превышать (—3)—(+5%). Величина отклонения указана с учетом погреш-
ности измерительных приборов, класс точности которых должен соответствовать
ГОСТ 6134-58.
Материалы быстроизнашивающихся деталей должны обеспечивать гарантийную
наработку не менее: для проточной части из нержавеющих сталей — 10 000 ч; для
проточной части из чугуна и углеродистых сталей — 5000 ч; для насосов, работаю-
щих на загрязненной неагрессивной воде с содержанием твердых частиц до 0,5%
по весу и размером до 0,2 мм, — 2000 ч.
В течение указанных сроков допускается снижение напора насоса на 10% от
значений, указанных в табл. 14, и замена сальниковой набивки.
Насосы центробежные скважинные для воды с погружным электродвигателем.
Производство этих насосов осуществляется в соответствии с ГОСТ 10428—63. Они
выполняются одно- и многоступенчатыми и предназначаются для подъема неагрессив-
ной воды, имеющей температуру не выше 25° С, с содержанием механических при-
месей не более 0,01% по весу. Подача лежит в пределах 1,1—730 м3!ч, напор — 13—
730 м вод. ст. В случае необходимости допускается изготовление насосов для
подъема агрессивной воды при повышенной температуре, а также воды с повышенным
содержанием механических примесей при сохранении установленных ГОСТ
10428—63 величин подачи, напора и поперечных размеров насосных агрегатов.
Расчетные параметры насосов при синхронной частоте вращения вала электро-
двигателя 3000 об!мин, а также поперечные размеры насосных агрегатов должны
соответствовать указанным в табл. 15.
В обозначения типоразмеров насосов входят: ЭЦВ — буквенное обозначение
насоса (Э — с приводом от погружного электродвигателя, Ц — центробежный,
В — для подъема воды); цифры после буквенного обозначения — минимально до-
пустимый для данного насоса внутренний диаметр обсадной колонны в мм, умень-
шенный в 25 раз и округленный; две последние группы цифр — подача в л?/ч и па-
пор в м вод. c/п.,-соответствующий этой подаче, в расчетном режиме.
6 и. л. Ч иняев
82
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 13. Основные параметры насосов типа В
(по ГОСТ 4241—62)
Типоразмер Подача Q Напор Н в м вод. ст. Число обо- ротов п в об/мин К. П. д. т] в %, не ме- нее Кавитацион- ный запас АЛ в м вод. ст. Максималь- ная мощ- ность, потреб- ляемая насо- сом Afmax. в кет
а-
28В-12 1,52 5 500 90 88 1 620
28В-16 1,52 5 500 60 750 88 12 1 120
ЗОВ-22 1,68 6 050 40 87 840 Л
ЗОВ-22 1,34 4 800 25,6 600 87 8 430
32В-12 2,39 8 600 90 88 2 540
32В-16 2,38 8 550 60 600 88 12 1 740
36В-22 2,62 9 400 40 87 х 1 300
36В-22 2,18 7 850 27,8 500 87 9 750
40В-12 3,44 12 400 90 88 3 670
40В-16 3,41 12 300 60 500 88 12 2 490
44В-22 3,76 13 500 40 87 1 870
52В-11 6,09 21 900 88 88 12,5 7 440
52В-17 5,90 21 200 59 375 89 12 4 180
58В-22 6,67 24 000 40 87 / 12 3 300
58В-22 5,34 19 200 . - 25,6 87 8 1 690
65В-12 9,50 34 200 88 300 88 12,5 11 580
65В-16 9,48 34 100 60 89 12 6 870
72В-22 10,47 37 700 40 88 12 5 200 ,
72В-22 8,72 31 400 27,8 88 9 3 000
78В-12 13,70 49 200 88 250 88 12,5 16 500
78В-16 13,68 49 100 60 89 12 10 000
88В-22 15,12 54 500 40 88 12 7 560
П р и м е ч а жение к. п. д. на 1 н и е. Для — 1,5% по насосов с двухзавитковым отводом допускается сни- сравнению с указанным в таблице.
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
83
Таблица 14. Основные параметры многоступенчатых
секционных насосов (по ГОСТ 10407—70)
Типоразмер Подача Q в м*}ч Напор Н в м ст. жидк. Число оборотов п В об 1 мин Допустимая ва- куумметриче- ская высота всасывания Неок. доп в м ст. жидк., не менее К. п. Д. !|В %, не менее
н ЦНС8-50 о р м а л ь н а я гр 50 у п п а 44
ЦНС8-75 ЦНС8-100 ЦНС8-125 ЦНС8-150 ЦНС8-175 ЦНС8-200 ЦНС8-225 8 75 100 125 150 175 200 225 2950 7,0 44—45
ЦНС8-250 250 45
ЦНС13-67 67 ' 46
ЦНС13-100 ЦНС13-133 ЦНС13-167 ЦНС13-200 ЦНС13-233 ЦНС13-267 13 100 133 167 200 233 267 2950 7,0 46—47
ЦНС13-300 300 47
ЦНС22-88 88 48
ЦНС22-132] ЦНС22475 ЦНС22^218^ ЦНС22-262 ЦНС22-306 z 22 132 175 218 262 306 2950, 6,0 48-50
ЦНС22-350 350 50
ЦНС38-40 40 48
ЦНС38-60 ЦНС38-80 ЦНС38-100 38 60 80 100 1475 6,0 * 48—50
6*
84
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Продолжение табл. 14
Типоразмер Подача Q в м3/ч Напор Н в м ст, жидк. Число оборотов п в об[мин Допустимая ва- куумметрйче- . ская высота всасывания LJ вак. доп в м ст. жидк., ие менее к. П. д. Т) в %, не менее
ЦНС38-120 ЦНС38-140 ЦНС38-160 ЦНС38-180 ЦНС38-200 38 120 140 160 180 200 1475 6,0 48—50
50
ЦНС38-44 ЦНС38-66 ЦНС38-88 ЦНС38-110 ЦНС38-132 ЦНС38-154 ЦНС38-176 ЦНС38-198 ЦНС38-220 38 44 66 88 ПО 132 154 176 198 220 2950 6,0 65
65—68
68
ЦНС60-40 ЦНС60-60 ЦНС60-80 ЦНС60-100 ЦНС60-120 ЦНС60-140 ЦНС60-160 ЦНС60-180 ЦНС60-200 60 40 60 80 100 120 140 160 180 200 1475 7,0 65
65-68
68
ЦНС60-66 ЦНС60-99 ЦНС60-132 ЦНС60-165 ЦНС60-198 60 66 99 132 165 198 2950 5,0 67
67-70
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
85
Продолжение табл. 14
Типоразмер Подача Q в м*/ч Напор Н в м ст. жидк. Число оборотов п в об/мин Допустимая ва- куумметриче- ская высота всасывания Н вак. доп в м ст. жидк., не менее Й • ф И V X = 2 Хх
ЦНС60-231 ЦНС60-264 ЦНС60-297 ЦНС60-330 . 60 231 264 297 330 2950 5,0 67—70 70
ЦНС105-60 ЦНС105-90 ЦНС105-120 ЦНС105-150 ЦНС105-180 ЦНС105:210 ЦНС105-240 ЦНС105-^70 ЦНС105-300 105 60 . 90 120 150 180 210 240 ' 270 300 1475 7,0 69 69—72 72
ЦНС105-98 ЦНС105-147 ЦНС105-196 ЦНС105-245 ЦНС105-294 ЦНС105-343 ЦНС105-392 ЦНС105-441 ЦНС105-490 105 98 147 196 245 294 343 392 441 490 2950 4,5 71 71—74 74
ЦНС180-85 ЦНС180-128 ЦНС180-170 ЦНС180-212 ЦНС180-255 ЦНС180-297 180 85 128 170 212 255 297 1475 5,5 70 71-74 /
86
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Продолжение табл. 14
Типоразмер Подача Q в м*/ч Напор Н в м ст. жидк. Число оборотов п в об [мин Допустимая ва- куумметриче- ская высота всасывания fj вак. доп в м ст. | жидк., не менее | К. п. д. т) в %, не менее
ЦНС180-340 340 71—74
ЦНС180-383 180 383 1475 5.5
х ЦНС180-425 425 74
ЦНС300-120 120 74
ЦНС300-180 180
ЦНС300-240 240
ЦНС300-300 300
ЦНС300-360 300 360 1475 5,0 74-76
ЦНС300-420 420
ЦНС300-480 480
ЦНС300-540 540
ЦНС300-600 600 76
ЦНС500-160 160 76
ЦНС500-240 240
ЦНС500-320 320
ЦНС500-400 400
ЦНС500-480 500 480 1475 4,0 76—77
ЦНС500-560 560
ЦНС500-640 640
ЦНС500-720 720 -
ЦНС500-800 800 77
ЦНС850-240 240 77
ЦНС850-360 360
ЦНС850-480 480
ЦНС850-600 850 600 1475 1,5 77—78
ЦНС850-720 720
ЦНС850-840 840
ЦНС850-960 960
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НЛСОСОВ
87
Продолжение табл. 14
Типоразмер Подача Q в м3/ч Напор Н в м ст. жидк. Число оборотов? п в об/мин Допустимая ва- куумметриче- ская высота всасывания LJ вак. доп в м ст. жидк., не менее К. п. д. Т| в %, не менее
ЦНС850-1080 ЦНС850-1200 ЦНС850-1440 850 1080 1200 1440 J475 1,5 77—78
78
В ы с ( ЦНС38-660 ЦНС38-1140 ) К О О б О 38 ротная 660 1140 групп 6000- 12 000 * а —15 —50 58
ЦНС60-720 ЦНС60-1300 60 720 1300 6000— 12 000 * -10 -35 62
ЦНС105-800 ЦНС105-1600 105 800 1600 3000— 12 000 * +3 -35 67
ЦНС180-950 ЦНС180-1185 ЦНС180-1422 ЦНС180-1660 ЦНС180-1900 ЦНС180-136 ЦНС180-204 ЦНС180-272 ЦНС180-340 ЦНС180-408 ЦНС180-476 ЦНС180-544 ЦНС180-612 ЦНС180-680 180 950 1185 1422 1660 1900 136 204 272 340 408 476 544 612 680 2950 « 4,0 69
69—70
70
73
73—76
76
ЦНС300-200 ЦНС300-300 300 200 300 2950 —2.0 76
76-78
88
Центробежные насосы
Продолжение табл. 14
Типоразмер Подача Q в м9/ч Напор Н в м ст. жидк. Число оборотов п в o6[muh Допустимая ва- куумметриче- ская высота всасывания TJ вак. доп в м ст. жидк., не менее К. п. д. Т| в %, не менее
ЦНС300-400 ЦНС300-500 ЦНС300-600 ЦНС300-700 ЦНС300-800 ЦНС300-900 ЦНС300-1000 ЦНС300-1300 300 400 500 600 700 800 900 100С 1300 2950 —2,0 76—78
78
ЦНС500-260 ЦНС500-390 ЦНС500-520 ЦНС500-650 ЦНС500-780 ЦНС500-910 ЦНС500-1040 ЦНС500-1170 ЦНС500-1300 500 260 390 520 650 780 910 1040 1170 1300 2950 —6,0 79
79—80
80
Примечания:
1. Допустимая вакуумметрическая высота всасывания Нвак $оп приведена к
оси насоса и дана для расчетного режима при подаче воды с температурой 25° С и
барометрическом давлении 760 мм рт. ст.
2. Число оборотов, обозначенное звездочкой,уточняется при проектировании
данного насоса.
3. К. п. д. насосов в зависимости от числа ступеней подлежит уточнению по
данным испытаний головных образцов.
Пример условного обозначения насоса для скважины с внутренним диаметром
обсадной колонны не менее 197 мм с подачей 16 м3/ч и напором 140 м вод. ст.:
Насос ЭЦВ8-16-140 ГОСТ 10428—63.
Насосы центробежные скважинные для воды с трансмиссионным валом. Произ-
водство этих насосов осуществляется в соответствии с ГОСТ 14835—69. Насосы
предназначены для подачи неагрессивной воды от 4 до 1250 м3!ч при напоре от 20
до 200 м вод. ст. и температуре не выше 35° С с содержанием механических примесей
не более 0,1% по весу. Они приводятся в действие от двигателя, расположенного
над скважиной, через трансмиссионный вал длиной не более 100 м.
ГОСТ 14835—69 распространяется также на специальные насосы для подачи
агрессивной воды и воды, имеющей повышенную температуру, при сохранении ука-
занных в нем величин подачи, напора и поперечных размеров насосов.
Основные параметры, поперечные размеры насосов и внутренние диаметры обсад-
ных колонн должны соответствовать указанным в табл. 16.
В обозначении каждого типоразмера насоса буквы означают: Ц — центробеж-
ный; Т — с трансмиссионным валом; В — для подачи воды; цифры после букв —
минимально допустимый для данного насоса внутренний диаметр обсадной колонны
ЭЦВ5-6.3-55 ЭЦВ5-6.3-80 ЭЦВ5-6.3-115 ЭЦВ5-6,3-165 ЭЦВ5-4-90 ЭЦВ5-4-125 ЭЦВ5-4-160 ЭЦВ5-4-200 г: 5 5 СП СП со со ►К NO СЛ СЛ ЭЦВ4-4-30 ЭЦВ4-4-45 ЭЦВ4-4-70 ЭЦВ4-2,5-30 ЭЦВ4-2.5-45 ЭЦВ4-2,5-65 ЭЦВ4-2,5-85 ЭЦВ4-2,5-105 ЭЦВ4-1,6-30 ЭЦВ4-1,6-50 ЭЦВ4-1,6-65 ЭЦВ4-1,6-85 ЭЦВ4-1,6-130 Типоразмер Насос
6,3 4,0 6,3 о 2,5 СП Подача Q в м9/ч
СП — ОО сл СЛ СЛ О СЛ NO — — О СП NO СО О О СЛ О NO СЛ СЛ -о ср О СЛ о О ОО О Д W СЛ СЛ СЛ СЛ о Ср ОО СП сл со О СЛ СЛ о о Напор Н в м вод. ст.
о Подпор в м вод. ст.
сл СЛ СИ СЛ СЛ о СЛ 8 СИ СЛ СР со СР ОО К. п. д. 1) в %, не менее
СЛ 4^ NO ND СЛ О ОО о СЛ Р*. NO NO СЛ о ОО о СП о 0,7 1,0 1,6 J— р р Q Ъ О S СЛ 1 0,5 0,7 1,0 . 1,0 1,6 Мощность электро- двигателя (реко- мендуемая) в кет
114 СО СЛ Поперечные’разме- ры агрегата (насос, электродвигатель, кабель) в любом сечении в мм не более
122 100 Внутренний диа- метр обсадной ко- лонны в мм, не ме- нее
Таблица 15. Основные параметры скважинных насосов
с погружным электродвигателем (по ГОСТ 10428—63)
ЭЦВ6-25-25 ЭЦВ6-25-45 ЭЦВ6-25-70 ЭЦВб-25-100 ЭЦВ6-16-30 ЭЦВ6-16-50 ЭЦВ6-16-75 ЭЦВ6-16-110 ЭЦВ6-16-160 ЭЦВ6-10-50 ЭЦВ6-10-80 ЭЦВ6-10-110 ЭЦВ6-10-140 ЭЦВ6-Ю-185 ЭЦВ6-10-235 ЭЦВб-6,3-60 ЭЦВб-6,3-85 ЭЦВ6-6,3-125 ЭЦВ6-6,3-175 ЭЦВ6-4-90 ЭЦВ6-4-130 ЭЦВ6-4-190 ЭЦВ5-10-30 ЭЦВ5-10-50 ЭЦВ5-10-75 ЭЦВ5-10-100 Типоразмер Насос
ю ел СП О 6,3 о о о Подача Q в ж3/ч
О Ч 4^ КЗ о о ел ел о> -о ел со о о ел о о кз — — — СО 00 4* •— оо ел ел ел о о о о ч м оо о ел ел ел о со со со ООО 30 50 75 100 Напор Н в м вод. ст.
о Подпор в м вод. ст.
ср О со Ср о со СП со ел кз ел с© СЛ 00 ел о ел СЛ ел СЛ о К- п. д. т) в %, не менее
00 ел КЗ о ел 00 I- 00 ел д ю © ел О 00 ~ 00 00 СЛ 4*. КЗ О О ел о 00 СЛ 4^ КЗ КЗ ел О 00 о 2,0 2,8 4,0 СЛ 4>> КЗ КЗ СЛ О 00 о Мощность электро- двигателя (реко- мендуемая) в кет
142 J14 Поперечные разме- ры агрегата (насос, электродвигатель, кабель) в любом сечении в мм, не более
150 122 Внутренний диа- метр обсадной ко- лонны в мм, не ме- нее
co
о
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ЭЦВ10-120-40 ЭЦВ10-120-60 ЭЦВ10-120-80 ЭЦВ 10-63-65 ЭЦВ 10-63-110 ЭЦВ 10-63-180 ЭЦВ 10-63-270 ЭЦВ 10-25-450 ЭЦВ 10-25-650 ЭЦВ8-63-30 ЭЦВ8-63-50 ЭЦВ8-40-30 ЭЦВ8-40-65 ЭЦВ8-40-120 ЭЦВ8-40-165 ЭЦВ8-25-45 ЭЦВ8-25-100 ЭЦВ8-25-150 ЭЦВ8-25-195 ЭЦВ8-25-255 ЭЦВ8-25-300 ЭЦВ8-16-75 ЭЦВ8-16-110 ЭЦВ8-16-140 ЭЦВ8-16-215 Типоразмер Насос Продолжение табл. 1
120 О СО ND СЛ О СО О ND СЛ О Подача Q в м*/ч
ОО О 4^ ООО ND ч оо - ел О О О СП О 4^ s g 30 50 О NO о СО СЛ О СЛ О СОЮ-*-*- О СЛ СО СЛ О 4^ О СЛ СЛ О О СЛ ND — н- СЛ О О СЛ Напор Н в м вод. ст.
о Подпор в м вод. ст.
о О О оо о о СЛ о о о СЛ о о О СЛ 2 о СЛ £ К. п. д. т) в %, не менее
* W м СЛ ND ND О) Д W м СЛ СЛ ND ND О 4^ СЛ СЛ о оо о W ю - ND ND СЛ СЛ СО со ND ND ND ~ ND О 5,5 11 СП ь- Оо сл Zo сл Мощность электро- двигателя (реко- мендуемая) в кет
234 186 142 Поперечные разме- ры агрегата (насос, электродвигатель, кабель) в любом сечении в мм, не более
249 197 150 Внутренний диа- метр обсадной ко- лонны в мм, не ме- нее
Ql
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
ЭЦВ14-160-280 ЭЦВ 14-160-420 ЭЦВ14-120-350 ЭЦВ 14-120-540 ЭЦВ 12-210-25 ЭЦВ 12-210-55 ЭЦВ 12-210-85 ЭЦВ12-210-115 ЭЦВ12-210-145 ЭЦВ 12-160-65 ЭЦВ 12-160-100 ЭЦВ 12-160-140 ЭЦВ 12-160-195 ЭЦВ 12-120-190 ЭЦВ 12-120-270 ЭЦВ 12-63-360 ЭЦВ 12-63-520 ЭЦВ 10-160-15 ЭЦВ 10-160-35 ЭЦВ 10-160-65 ЭЦВ 10-120-115 ЭЦВ 10-120-135 Типоразмер Насос
8 120 210 160 120 О СО 160 120 Подача Q в м*[ч
►X КЗ КЗ ОО О О сл со 4». СЛ О О 4*. — 00 СЛ КЗ СЛ СЛ СЛ СЛ СЛ CD 4* О О СЛ О О СЛ КЗ -О со о о сл со 8 8 О> СО н- сл сл сл СО ~ СЛ сл Напор Н в м вод, ст.
О Подпор в м вод. ст.
74 75 71 72 сл 2 СО КЗ КЗ о КЗ К. п. д. Т] в %, не менее
КЗ сл оо о о КЗ ~ сл оо о о ЬЗ CD С5 4». КЗ СЛ О СЛ СЛ КЗ КЗ CD О 4* СЛ О СЛ СЛ КЗ CD сл о КЗ CD СЛ о 4* КЗ ~ СЛ КЗ — о о сл сл Мощность электро- двигателя (реко- мендуемая) в квт
328 281 234 Поперечные разме- ры агрегата (насос, электродвигатель, кабель) в любом сечении в мм, не более
353 301 КЗ CD Внутренний диа- метр обсадной ко- лонны в мм, не ме- нее
CD
КЗ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
93
Продолжение табл. 15
Насос Мощность электро- двигателя (реко- мендуемая) в кет Поперечные разме- ры агрегата (насос, электродвигатель, кабель) в любом сечении в мм, не более Внутренний диа- метр обсадной ко- лонны в мм, не ме- нее
Типоразмер Подача Q в м3/ч Напор Я в .и вод. ст. Подпор в .и вод. ст. к. п. д. Т) в %, не менее
ЭЦВ14-210-300 210 300 2,0 * 74 250 328 353
ЭЦВ 14-280-90 280 90 2,5 75 125
ЭЦВ 16-210-440 ЭЦВ 16-210-640 210 440 640 2,0 75 350 500 375 402
ЭЦВ 16-280-490 280 490 4,0 77 500
ЭЦВ 16-375-55 375 55 6,0 75 90
ЭЦВ 16-375-115 ЭЦВ 16-375-175 ЭЦВ 16-375-225 375 115 175 225 6,0 76 180 250 350
77
ЭЦВ 16-375-350 350 500
ЭЦВ 16-500-45 ЭЦВ 16-500-90 ЭЦВ 16-500-190 ЭЦВ 16-500-285 500 45 90 190 285 7,0 74 75 90 180 350 500
77
ЭЦВ 16-670-85 ЭЦВ 16-670-205 670 85 205 8,0 74 76 250 500
Примечания: 1. Величины подпора даны для работы насосов на воде, имеющей темпера- туру 25° С, при барометрическом давлении 760 мм 4>т. ст.\ они определяются рас- стоянием от приемного патрубка насоса до наименьшего динамического уровня воды в скважине. 2. Отклонения напора Н от величин, указанных в таблице, не должны превы- шать ±10% для насосов с напорами до 50 м вод. ст. и ±6% для насосов с напорами свыше 50 м вод. ст. 3. Допускается в обоснованных случаях изготовление насосов с меньшими поперечными размерами насосных агрегатов при сохранении величин подач и напо- ров, указанных в таблице. 4. Рабочие режимы насосов, т. е. допускаемые отклонения от расчетного режима по характеристике насоса соответствующего поперечного размера, указаны на чер- теже в ГОСТ 10428—63.
94
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
Таблица 16. Основные параметры скважинных насосов
с трансмиссионным валом (по ГОСТ 14835—69)
Типоразмер Подача Q в м*/ч Напор Н в м вод. ст. Число обо- ротов п в об/ммн К. П. д. Т) в %, не менее Мощность привода в квт, не более Поперечный размер насо- са в мм, не более Внутренний диаметр об- садной ко- лонны в мм, не менее
ЦТВб-6,3-60 60 4,0
ЦТВб-6,3-100 6,3 100 60 6,3
ЦТВ6-6,3-150 150 8,0
ЦТВ6-10-40 40 4,0
ЦТВ6-10-70 70 РГ 6,3
ЦТВ6-10-110 10 ПО оо 8,0
ЦТВ6-10-160 160 12,0
ЦТВ6-16-50 50 3000 6,3 ‘ 142 150
ЦТВ6-16-70 70 8,0
ЦТВ6-16-100 16 100 00 12,0
ЦТВ6-16-175 175 20,0
ЦТВ6-25-35 35 6,3
ЦТВ6-25-55 55 8,0
ЦТВ6-25-75 25 75 67 12,0
ЦТВ6-25-125 125 20,0
ЦТВ6-25-175 175 25,0
ЦТВ8-40-25 25 6,3
ЦТВ8-40-45 45 12,0
ЦТВ8-40-65 40 65 72 16,0
ЦТВ8-40-100 100 25,0
ЦТВ8-40-160 160 32,0
1500 188 199
ЦТВ8-63-30 30 12,0
ЦТВ8-63-50 50 20,0
ЦТВ8-63-80 63 80 73 25,0
ЦТВ8-63-100 100 32,0
ЦТВ8-63-120 120 50,0
ВЫПУСК ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
95
Продолжение табл. 16
Типоразмер Подача Q в ж’/ч Напор Н в м вод. ст. Число обо- ротов п в об[мин к. П. д. т] в %, не менее Мощность привода в кет, не более Поперечный размер насо- са в мм, не более Внутренний диаметр об- садной ко- лонны в мм, не менее
ЦТВ10-100-30 30 16,0
ЦТВ10-100-50 50 25,0
ЦТВ10-100-80 100 80 74 50,0 238 250
ЦТВ10-100-120 120 55,0
ЦТВ 12-160-35 35 25,0
ЦТВ 12-160-60 60 50,0
ЦТВ 12-160-80 160 80 76 63,0
ЦТВ12-160-100 100 80,0 284 296
ЦТВ 12-250-40 40 50,0
ЦТВ 12-250-70 250 70 1500 77 80,0
ЦТВ 12-250-100 100 125,0
ЦТВ 14-400-30 30 . 63,0
ЦТВ 14-400-60 400 60 78 125,0 332 348
ЦТВ 14-400-90 90 200,0
ЦТВ 16-630-40 40 125,0
ЦТВ 16-630-60 630 60 79 200,0 380 396
ЦТВ 16-630-80 80 225,0
ЦТВ20-1000-25 25 125,0
ЦТВ20-1000-50 1000 50 80 225,0 466 482
ЦТВ20-1000-75 75 320,0
Примечания:
1. Основные параметры насосов заданы при величине подпора не менее
1,5 м вод. ст. для воды, имеющей температуру 35° С, при барометрическом давлении
760 мм рт. ст.\ За величину подпора принимается расстояние от свободной поверх-
ности воды (динамического уровня) до середины входных кромок лопастей рабочего
колеса первой ступени насоса.
2. При отклонении числа оборотов от номинального подача и напор, приведен-
ные к номинальному числу оборотов, должны соответствовать значениям, указан-
ным в таблице.
3. Допускается изготовление насосов с уменьшением или увеличением номиналь-
ного числа оборотов в два раза по сравнению с указанным в таблице при сохранении
остальных параметров насосов.
4. Отклонения напора Я от величин, указанных в таблице, не должны превы-
шать i 10% для насосов с напорами до 50 м вод. ст. и + 5% для насосов с напорами
свыше 50 м вод. ст.
5. Расчетная рабочая область Q—Н каждого типоразмера насоса дана на чер-
теже в ГОСТ 1483S—69.
96 ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ
(скважины) в мм, уменьшенный в 25 раз и округленный; две последние группы цифр —
подача в м3/ч и напор в м вод. ст., соответствующий этой подаче в номинальном
режиме.
Для насосов, которые работают на агрессивной воде или на воде, имеющей
повышенную температуру, в условном обозначении после цифр добавляются буквы
А или Т соответственно.
Примеры условных обозначений насосов:
1) при минимально допустимом внутреннем диаметре обсадной колонны 250 мм
для насоса с подачей 100 м3/ч и напором 50 м вод. ст.:
Насос ЦТВ10-100-50 ГОСТ 14835-69;
2) то же для насоса, работающего на агрессивной воде:
Насос ЦТВ10-100-50 А ГОСТ 14835—69;
3) то же при повышенной температуре воды:
Насос ЦТВ10-100-50 Т ГОСТ 14835-69.
ГЛАВА III
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
30. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В осевых насосах, в отличие от центробежных, жидкость движется в осевом
направлении и поэтому они называются осевыми. В этих насосах отсутствуют ра-
диальные перемещения потока и, следовательно, совершенно исключена работа
центробежных сил. Приращение давления происходит исключительно за счет пре-
образования кинетической энергии в потенциальную, т. е. за счет использования
диффузорного эффекта. Но диффузорные потоки, как известно, устойчивы лишь при
соблюдении определенных условий, нарушение которых ведет к отрыву пограничного
слоя от поверхностей межлопастных каналов и в результате — к полному перефор-
мированию потока. Поэтому к проектированию и изготовлению осевых насосов
предъявляются более высокие требования, чем к проектированию и изготовлению
центробежных насосов.
Осевые насосы по своей конструкции весьма просты. Основными элементами
осевого насоса являются: подвод, рабочее колесо и отвод, к которому относится и
выправляющий аппарат (лопаточный отвод). Проточная часть по существу представ-
ляет собой участок цилиндрической трубы (см. рис. 1, б), и насос может быть просто
встроен в общий трубопровод, к которому он подключен. При больших значениях
подачи и, следовательно, при больших диаметрах трубопровода такая форма проточ-
ной части весьма благоприятно сказывается на габаритах насосной установки.
Осевые насосы выполняются одноступенчатыми и многоступенчатыми. Приме-
нение нескольких ступеней позволяет значительно повысить напор осевого насоса,
однако в этом случае усложняется его конструкция и увеличивается осевой размер.
Наибольшее распространение получили одноступенчатые насосы.
По способу закрепления лопастей рабочего колеса на втулке различают насосы
жестколопастные и поворотнолопастные. У первого типа насосов лопасти жестко
закреплены на втулке, а у второго — могут поворачиваться. Благодаря повороту
лопастей изменяется угол их установки и существенно расширяется область работы
насоса.
Область использования осевых насосов — большие подачи при малых напорах.
Они применяются в качестве циркуляционных на мощных тепловых электростан-
циях, в насосных шлюзовых установках, в ирригационных системах, в системах
промышленного водоснабжения и т. п. На судах осевые насосы применяются в ка-
честве циркуляционных насосов главных конденсаторов и в качестве водометных
движителей.
31. ПОТОК в ОСЕВОМ НАСОСЕ
При изучении течения в лопастной системе осевого насоса принимают допуще-
ние, что во всей области радиальные проекции скоростей отсутствуют (ог = 0).
Это равносильно предположению о том, что течение в насосе происходит по цилин-
дрическим слоям и движение в каждом из них не оказывает влияния на осталь-
ные [27].
В основу расчета осевых насосов положено предположение о потенциальном
(безвихревом) движении жидкости в проточной части. Применение схемы потенциаль-
ного потока, который для меридианных составляющих абсолютных скоростей яв-
ляется одновременно и равноскоростным, позволяет получать наиболее эффективные
осевые насосы.
Принятие гипотезы о цилиндричности течения в области лопастной системы
приводит к заключению, что напор Н и циркуляция Г скорости не зависят от радиуса
7 и. А. Члняев
98
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
сечения, т. е. Н (г) = const и Г (г) = const. В действительности циркуляция ско-
рости непостоянна, она несколько растет к корню лопасти и значительно — к пери-
ферии.
Из действительной картины распределения циркуляции вдоль радиуса за ра-
бочим колесом следует, что фактически цилиндричность течения нарушается и поток
в рабочем колесе является трехмерным. Однако в настоящее время расчет лопастной
системы в трехмерном потоке представляет значительные трудности. Принятие ги-
потезы о цилиндричности течения позволяет, развернув на плоскость соответству-
ющий элементарный цилиндрический слой, перейти к рассмотрению плоской за-
дачи [16].
32. РЕШЕТКА ПРОФИЛЕЙ
Рис. 51. Прямолинейная решетка профилей
Развертка цилиндрического сечения лопастей рабочего колеса дает прямо-
линейную решетку профилей (рис. 51), равнозначную бесконечной решетке профилей.
Решетка характеризуется шагом t = —-— (г — радиус цилиндрического сечения;
z — число лопастей в колесе), длиной хорды профилей /, густотой решетки у,
углом установки профиля в решетке а, кривизной профиля 0.
В соответствии с вращением
колеса решетка профилей на рис. 51
движется вправо вдоль своей оси со
скоростью переносного движения
и = гео. Скорости переносного дви-
жения до решетки и за ней одина-
ковы: иг = и2 = и. В силу сплош-
ности потока осевые составляющие
скоростей до решетки и за решет-
кой также равны между собой:
= vz2 = vz- Это позволяет сов-
местить треугольники скоростей
до и за решеткой (рис. 52).
Относительная скорость равная среднему геометрическому значению из
величин относительных скоростей до решетки и за ней w2l носит название скоро-
сти на бесконечности и играет в теории решеток ту же роль, что и скорость на бес-
конечности в случае обтекания единичного профиля. Величина и направление *ее
определяются из треугольника скоростей:
а>г
tg В = ^- =---------------.
s г°° до 4- wt,9
UCD Ul I 02
(194)
(195)
Для определения величины циркуляции составим контур, охватывающий
лопасть и образованный двумя линиями тока 1—2 и Г—2’, расположенными на
расстоянии шага /, и двумя линиями Г—1 и 2—2', параллельными оси решетки про-
филей (рис. 51). Так как величины циркуляции скорости по каждой из линий
тока равны между собой и противоположны по направлению, то циркуляция скоро-
сти по контуру, охватывающему лопасть, будет
Л = t (VU2 - vul) = (va2 - val). (196)
Учитывая, что радиус г является общим для входа и выхода из колеса, теорети-
ческий напор осевого насоса можно выразить формулой
Яг =-7 (у«2-°«1)- ‘ (197)
ПОДЪЕМНАЯ СИЛА И ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ К- П. Д. РЕШЕТКИ
99
Теоретический напор насоса, выраженный через циркуляцию,
или
Н - ™ .А
r~ g t
,, (О (О
(198)
(199)
где fi — циркуляция скорости вокруг одного профиля решетки; Г — то же вокруг
всего лопастного колеса.
Рис. 52. Треугольники скоростей до и за решеткой
33. ПОДЪЕМНАЯ СИЛА
И ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ К. П. Д. РЕШЕТКИ
На профиль в решетке при обтекании его потоком идеальной жидкости действует
сила Р (рис. 53), которую можно разложить на две составляющие: Pw, параллельную
оси решетки, и Р2, перпендикулярную ей.
Рис. 53. Силы, действующие на профиль в решетке при
* обтекании его идеальной жидкостью
Составляющие Ри и Рг определяются по формулам [16; 27]:
Ри = - Р^а - ^1) = - Р^Г1!
Pz = -Pwu^Pl-
(200)
(201)
7*
100
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Величина полной силы, действующей на профиль,
Р = У Ра + Рг = <’Г1 У “'г» + “'«оо = РП“’»-
Направление ее действия определяется углом, который она составляет с осью z:
Рис. 54. Силы, действующие на профиль в ре-
шетке при обтекании его реальной жидкостью
для осевой составляющей подъемной силы имеет
откуда
= tg Рсо, (203)
(Р, z) = (и>ГО( и);
(204)
Уравнение (202) и| условие
(204) являются выражением тео-
ремы Н. Е. Жуковского: подъ-
емная сила Р, с которой поток
жидкости действует на обтекае-
мый профиль в решетке, равна
произведению плотности р
ЖИДКОСТИ, циркуляции Г! ско-
рости вокруг профиля и скорос-
ти на бесконечности
В случае реальной жидкости
должны быть учтены потери на-
пора hp в решетке. Выражение
вид
~ Ь
I “’«1~“’«2
\ 2S
hp]=-^rlw,^-ivhp).
(205)
Если учесть выражение (201), то получим
= (206)
На рис. 54 показаны силы, действующие на профиль в решетке при обтекании
его реальной жидкостью. Здесь R — равнодействующая сила реакции потока;
Yр — подъемная сила, нормальная к направлению Хр — лобовое сопротивле-
ние, направленное по скорости ; X — угол, образованный силой R и нормалью N
к направлению скорости wx.
Отношение
Хр
/=tg* (207)
Гр
называется обратным качеством профиля.
Гидравлический к. п. д. решетки
= <м’>
Если известна величина X, то по формуле (208) можно определить гидравличе-
ский к. п. д. вращающейся решетки профилей.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА И ВТУЛОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ /КОЛЕСА ДО1
34. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА И ВТУЛОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ
РАБОЧЕГО КОЛЕСА
У осевых насосов, как и у центробежных, скорость v2o перед входом в рабочее
колесо определяют по формуле (83), предложенной С. С. Рудневым [16; 27]:
з____
vzo = (0,06-г- 0,08) KQn2,
где Q в мР/сек, п в об/мин и vzq в м/сек»
Если не учитывать стеснения потока телом лопастей, то для осевой составляю-
щей скорости в области рабочего колеса можно написать выражение
4Q
nD2(l-d2) ’
где D — диаметр рабочего колеса; d = — --------
втулочное отношение колеса.
Приняв vz= v2o, найдем
Скорость вращения колеса определяется по
кавитационному коэффициенту быстроходности
(174), который с учетом формулы (172) полу-
чается равным
r _5,62nKQ
“ №/4 -
вс. изо
Рис. 55. График для выбора
втулочного отношения
(210)
ТТ П ЖЖ ЪГ 60Q
Если выразить Q через коэффициент подачи Kq = , где п в об/мин, и ре-
шить полученное уравнение относительно произведения nD, то получим
nD =
48,4К^3
Коэффициент подачи определяется по формуле
Kq = (0,614-0,94) (1 — S2)3/2.
(211)
(212)
Величины, стоящие в правой части уравнения (211), для всех насосов меняются
незначительно. Для обычных осевых насосов С1000; Нвс.изб^ 10 м\ Kq^
0,4-4- 0,5. При этих данных произведение nD = 4504-560, что соответствует макси-
мальной окружной скорости ипер = 244-29 м/сек.
Диаметр втулки колеса стремятся делать возможно меньше. Ограничение умень-
шения втулочного отношения вызывается как гидромеханическими (чрезмерное
увеличение углов установки а и кривизны Р), так и конструктивными (необходимость
размещения внутри механизма поворота лопастей в поворотнолопастном насосе)
соображениями. У насосов, вошедших в ГОСТ 9366—60, втулочное отношение d
лежит в пределах 0,4—0,6. При выборе втулочного отношения можно пользоваться
графиком на рис. 55 [27 ].
Для насосов, охватываемых ГОСТ 9366—60, основные параметры выбираются
по данному стандарту.
102
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
35. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ В ОСЕВОМ НАСОСЕ
Потери гидравлической энергии в осевом насосе можно представить суммой
потерь в подводе hn, рабочем колесе hK, выправляющем аппарате ha и отводе h0.
Эти потери в относительных величинах можно выразить формулой
he — ~hn-\-hK-{-
]-ha +h0. (213)
Гидравлический к. п. д. на-
соса
Пг= = (214)
где т]л. с — к. п. д. лопастной си-
стемы; 1]п. 0 — к. п. д. подвода и
отвода.
В работе [16] приводятся
расчетные формулы, позволяю-
щие оценить значения гидравли-
ческих потерь, а следовательно,
и гидравлический к. п. д. насоса.
Задача оценки гидравличе-
ского к. п. д. насоса значитель-
но упрощается, если пользо-
ваться графиком на рис. 56,
предложенным В. Г. Старицким
[33]. Этот график выражает
Рис. 56. Универсальный график
гидравлического к. п. д. насоса от
тов напора и подачи
зависимости
коэффициеп-
зависимость гидравлического
к. п. д. от коэффициентов напо-
ра и подачи Kq. При по-
строении графика было принято:
(— ) = 1; коэффициенты сопротивления отвода и подвода = 0,124 и £п= 0.
\ * /пер
Экспериментальная проверка показала, что величины п. д. на рис. 56 удовле-
творительно совпадают с действительными.
' 36. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА РЕШЕТКИ
ТОНКИХ ДУЖЕК МЕТОДОМ ИНТЕГРАЛЬНЫХ УРАВНЕНИЙ
ВОЗНЕСЕНСКОГО-ПЕКИНА
Основоположниками теории решеток являются крупнейшие русские ученые
Н. Е. Жуковский и С. А. Чаплыгин. В дальнейшем в области теории решеток ра-
ботали многие крупные ученые, среди которых прежде всего следует отметить
Н. Е. Кочина, Л. И. Седова, И. Н. Вознесенского.
Современное состояние теории решеток и методов решения ее основных задач
освещено в работе [32]. В настоящее время имеется несколько методов расчета ре-
шеток применительно к осевым насосам [16; 23; 27; 31 ]. Наиболее широкое распро-
странение в нашей стране получил метод расчета решеток, разработанный И. Н. Воз-
несенским и В. Ф. Пекиным.
Как известно, прямолинейная решетка профилей может быть заменена экви-
валентной решеткой бесконечно тонких дужек, гидродинамический расчет которой
значительно проще. В методе Вознесенского—Пекина в качестве эквивалентной
профилю дужки принимается часть дуги окружности, т. е. дужка круга. В основе
данного метода лежит решение интегрального уравнения, выражающего условия
обтекания решетки дужек, замененных вихревыми слоями при безударном входе.
Обтекание решетки достигается сложением плоскопараллельного потока на беско-
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА РЕШЕТКИ ТОНКИХ ДУЖЕК ЮЗ
нечности с циркуляционным от заменяющих дужку вихрей. В этом методе при учете
взаимного влияния профилей решетки пренебрегают влиянием их толщины.
Метод интегральных уравнений сводится к решению задачи обтекания потоком
заданной решетки. Такая задача называется прямой. При расчете же лопастных
машин обычно ставится обратная задача: определение геометрических параметров
решетки по заданным характеристикам потока. Для удобства использования метода
интегральных уравнений при расчете новых машин в 1936 г. В. Ф. Пекин под руко-
водством И. Н. Вознесенского провел серию систематических расчетов решеток
тонких дужек и результаты расчетов свел в графики. Несколько позднее эта работа
была продолжена Н. А. Колокольцовым. Полученные в результате этих расчетов
графики позволяют решать обратную задачу.
Рис. 57. К расчету решетки тонких дужек методом интегральных
уравнений
Метод Вознесенского—Пекина получил широкое распространение благодаря
простоте конечного вида расчета и высоким качествам созданных на его основе
насосов.
Рассмотрим кратко теоретические основы этого метода. Пусть мы имеем решетку
тонких дужек (рис. 57). Так как дужка производит положительную работу, то давле-
ние рх на передней (вогнутой) поверхности дужки должно быть больше, чем давле-
ние ру на задней (выпуклой) ее поверхности. Отсюда следует, что относительная
скорость шх потока у передней поверхности должна быть меньше относительной
скорости Шу у задней поверхности. Такое распределение скоростей возникает при за-
мене дужки точечными вихрями, расположенными по линии дужки.
Интенсивность элементарного вихря, расположенного на участке дужки ds,
составляет
dr = ds(wx — Шу), (215)
а интенсивность всех элементарных вихрей, заменивших собой дужку, т. е. полное
значение циркуляции по контуру лопасти,
о
В общем случае шх и шу переменны по длине лопасти, следовательно, и плот-
ность вихревой поверхности должна быть неодинаковой.
Обозначим
dr , ч
= — Wy = v(s).
тогда
i
l\ = j v (s) ds. (216)
о
104
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Исходя из представления о функции тока, составим интегральное уравнение.
Функция тока суммарного потока ф в области решетки может быть представлена
как сумма функции тока невозмущенного потока фо и функции тока присоединен-
ных вихрей фх:
ф = фо + фг (217)
Функция тока псвозмущенного поступательного потока проста и нс вызывает
затруднений при рассмотрении. Функцию же тока присоединенных вихрей найдем
следующим образом.
Согласно условиям обтекания, дужки решетки должны представлять собой
линии тока. Следовательно, для произвольной точки дужки, определяемой пара-
метром /, можно записать
ф (0 - Фо (0 + ф! (0 = const. (218)
В этом и следующих уравнениях п. 36 через t обозначен параметр, характеризу-
ющий положение точки на дужке; шаг решетки имеет обозначение Т (см. рис. 57).
Функция тока вихревой точки имеет вид
.. 1 v(s)ds , zoin.
d*i=2^,nr = -l}T~lnf’ (219)
где г — расстояние между точкой потока, в которой определяется функция тока,
и точкой на дужке решетки.
Следовательно, функция тока присоединенных вихрей для точки t единичной
дужки будет
I
ф,(О = J^-lnr(s, t)ds, (220)
о
где s — координата, определяющая положение элементарного вихря с1Г; t — коор-
дината рассматриваемой точки.
Из уравнений (218) и (220) получим
/
ф (0 = Фо (0 + j V (s) In Г (s, t) ds = const. (221)
o
Выполнение постулата Чаплыгина на выходной кромке обеспечивается выбором
v (/) = 0. (222)
При переходе к обтеканию дужки решетки в интегральное уравнение (221)
необходимо внести следующие изменения:
1) функция тока невозмущенного потока фо должна определяться среднегео-
метрической относительной скоростью в решетке
2) под знаком интеграла должна находиться более сложная функция тока по-
тока, вызванного присоединенными вихрями на элементах ds всех дужек решетки,
а именно
4фх = lim ds у In rk, (223)
Л->оо Zj
k——n
где rk относится к k-и дужке решетки.
Бесконечную сумму логарифмов в уравнении (223) можно заменить бесконечным
произведением под знаком логарифма, которое, в свою очередь, может быть выражено
тригонометрической функцией. Окончательно функция тока в случае решетки дужек
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА РЕШЕТКИ ТОНКИХ ДУЖЕК Юб
А а,град
0 7 в 10 12 14 16 18 20 22 2Ь 26 /3, град
Рис. 58. Зависимость L (Т,- а) Рис. 59 Зависимость Да (₽; т<>)
106
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Рис. 60. Зависимость Ла (а; Т0)
ПОРЯДОК РАСЧЕТА РЕШЕТКИ ТОНКИХ ДУЖЕК
107
с длиной хорды /о = 1, т. е. с относительным шагом То = —р, определится выра-
жением
4’ (0 = Фе (0 + J v (s) In sin3 (xt — xs) + sh3 ~ (yt — ys) ds. (224)
0
Если обозначить подкоренное выражение через К3, то получим
- I
Ф(О = Фо(О+-^- Jv(s)lnKds. (225)
о
Для решения этого уравнения применяют постулат Чаплыгина (222) и принимают
вход потока безударным:
v (0) = 0.
Второе условие улучшает кавитационные и энергетические качества колеса и
значительно облегчает расчеты.
Кроме того, учитывается, что угол установки а не равен углу между осью
решетки и направлением скорости wm. Это записывается так:
а — ах = Да. (226)
Величина Да учитывает влияние на данный профиль всех остальных профилей
решетки.
На основании сказанного решение уравнения (225) приводится к виду:
-тД-=Ф1(Т0; а; ₽); (227)
^00* о
Да = ф2 (То; а; Р). (228)
Функции фх и ф2 находят численным интегрированием уравнения (225), приве-
денного к системе п + 2 линейных уравнений с п + 2 неизвестными в п + 2 точках
дужки [16]. Расчеты были выполнены В. Ф. Пекиным и Н. А. Колокольцовым при
п = 4; п = 6; п = 8. В результате было установлено, что в сравнительно широком
диапазоне изменения кривизны р величина ----= L практически зависит только
^оо Ч)Р -г
от То и а. Это дало возможность построить один общий график L (То; а), приведенный
на рис. 58.
Для насосов величина Да всегда положительйа. При а < (35-4-40°) приближенно
можно считать Да зависящим только от Р и То (рис. 59). При а> 45°, что соответ-
ствует лопаткам выправляющих аппаратов и иногда корневым сечениям лопастей
рабочего колеса, значения Да становятся большими. В этих случаях Да зависит
еще и от а (рис. 60) [16].
37. ПОРЯДОК РАСЧЕТА РЕШЕТКИ ТОНКИХ ДУЖЕК
МЕТОДОМ ВОЗНЕСЕНСКОГО—ПЕКИНА
И ЗАМЕНА ДУЖКИ ПРОФИЛЕМ
Пусть требуется рассчитать корневое и периферийное сечения лопасти рабочего
колеса насоса по заданным подаче Q (в м3!сек) и напору Н (в м).
В результате предварительного расчета основных конструктивных параметров
выбирают: диаметр рабочего колеса D в м\ число оборотов п в об!мин\ втулочное
— Dam
отношение d = --;
число лопастей z; густоту решетки втулочного сечения
, .. / I \
; густоту решетки периферийного сечения ( — ] ; относительное значение
108
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
мальной толщины периферийного сечения
максимальной толщины втулочного сечения ( —у— \ относительное значение макси-
; радиус корневого сечения г\
в м\ радиус периферийного сечения гу в м-
Определяют коэффициент быстроходности ns и гидравлический к. п. д. 1]г на
радиусах п и гу. Число лопастей обычно выбирают из конструктивных соображений
в пределах от трех до шести, причем большим значениям ns соответствует меньшее
число лопастей.
Дальнейший расчет удобно вы-
полнять в форме табл. 17 [16]. Если
в результате первого приближения
величина Да получится меньше Г,
то второго приближения можно не
делать. Промежуточные значения
Да на рис. 60 определяют линей-
ной интерполяцией.
Полученные расчетом тонкие
дужки подлежат замене практиче-
скими профилями, имеющими ко-
нечную толщину. Это должно быть
выполнено так, чтобы суммарные
характеристики решетки дужек
после замены их профилями оста-
лись неизменными.
На рис. 61 дан график [27]
для определения величины поправ-
ки, на которую нужно изменить
Рис. 61. Учет влияния телесности профиля
в насосной решетке на кривизну эквивалент-
ной дужки при обтекании идеальной жидко-
стью
кривизну рассчитанной дужки в ре-
шетке, чтобы получить эквивалент-
ную. По оси ординат на графике
отложена величина Д//с, где Д/ =
= Д/// — изменение относительной
стрелки прогиба эквивалентной
дужки по сравнению с расчетной (Д/ = }экд — [расч)> с = — максимальная
относительная толщина профиля. Отношение f/c связано с параметром кривизны
дужки зависимостью
X- = 2 tg ,
С . 2
(229)
где f — относительная стрелка дужки, равная -j—; Р — угол между хордой и ка-
сательной к дужке в ее конце, равный половине центрального угла дужки.
По оси абсцисс на рис. 61 отложены значения угла '0,2 — 90° — Р2, где Р2 —
угол между направлением относительной скорости за решеткой и осью решетки.
Угол выхода потока может быть подсчитан по формуле
tgp2=J-. (230)
Из графика видно, что для густых решеток поправка Д//с не зависит от угла
атаки, т. е. от угла поворота потока Др = Р2 — Рд, а зависит только от направле-
ния скорости за решеткой. Для редких решеток (lit = 0,5), наоборот, величина по-
правки практически не зависит от направления скорости за решеткой и существенно
связана с углом поворота потока ДФ, т. е. с углом атаки и подъемной силой. Кроме
того, для густых решеток поправка положительна, т. е. кривизна эквивалентной
дужки должна быть больше, чем расчетной, а для очень редких решеток (Ut<$.
<5 0,5-т- 0,6) — меньше.
Таблица 17. Порядок расчета решетки тонких дужек
I № п/п Постоянные Сечение I Сечение V № п/п Первое приближение Сечение I | Сечение v| № п/п Второе приближение | Сечение I |
1 2 3 4 5 Г в м l/t dm/ / Пг . 2л г 1 = —-— (2) в м 16 17 18 (14) tga» (13) “со sin аю (8) г (18) ' 2лг 1 31 32 33 34 sin (30) (8) z (31) 2лг 1
6 7 dm = (3)-(5) в м To=-L- 19 20 1 ~ (32) wz = (14)-(33) в м/сек
8 9 10 11 12 13 14 15 ° (2) Г = в м2/сек Т]гп г [\ = — в м~/ сек лгп , и = -3Q- в (9) °“2 = в Л,/Се/С / УЛ1 — 11 - "* D 1/ ГОХ 21 22 23 24 25 26 27 1 —(19) wz = (14) -(20) в м/сек , (21) tga (13) а' в град cos а' (13) ®со - (24) в м!сек- (15) (25) L (То; а') — по рис. 58 ₽= ™ в град Да(Т0; а'; р)— по рис. 59 или 60 а = (23) + (29) в град 35 36 37 38 39 40 + , (34) tga W а' в град (13)2 + (34)- = К (37) м/сек (15) (38) Д[Т0; (36)] Р- в град Да[Г0; (36); (41)] а = (36) + (42) в град
UvU U- 2 М/ьсгь 1,273Q vz = =— в м/сек D^^—d1) 57,3л / 28 29 30 41 42 43
Примечание. В круглых скобках } ветствующей строки. Ханы I номера строк. При расчете вместе >. них следует подставлять результат из соот-
ПОРЯДОК РАСЧЕТА РЕШЕТКИ ТОНКИХ ДУЖЕК
по
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Определив по графику величину Д//с, подсчитывают поправку по формуле
tg^- = 2^-^, (231)
* с 1
др
откуда находят угол
Затем находят угол кривизны эквивалентной дужки
Рис. 62. «Одевание» эквивалентной дуж-
ки профилем
Рэкв — $расч + 2 . (232)
Угол установки эквивалентной дуж-
ки тот же, что и расчетной.
Затем эквивалентные дужки,
принимая их за средние линии,
«одевают» профилями, причем боль-
шое внимание уделяется выбору
формы профиля.
Координаты симметричного про-
филя, которые можно использовать
для получения размеров проектируе-
мой решетки [27]:
х..................О 0,0025
у..................0 0,147
х..................0,15 0,2
у_................. 0,763 0,840
х..................0,7 0,8
у.................. 0,756 0,560
0,005 0,010 0,025 0,05 0,10
0,196 0,294 0,405 0,516 0,662
0,3 0,4 0,45 0,5 0,6
0,949 0,998 1 0,982. ‘ 0,895
0,9 0,95 0,97 0,99 1
0,342 0,222 0,168 0,092 0
Для
получения размеров проектируемого
профиля нужно величины х умно-
жить на длину дужки /$, принятую за единицу, а значения у — на половину выбран-
ной максимальной толщины —Полученные абсциссы Xq откладывают (рис. 62)
вдоль предварительно вычерченной эквивалентной дужки так, чтобы х$ = 0 сов-
падала с входной точкой дужки. Из каждой полученной на дужке точки как из центра
„ dm,
проводят окружность, радиус которой равен соответствующему значению/^ = t/-~ •
Искомая поверхность профиля является касательной к полученным окружностям.
Длину дужки 1$ можно определить по формуле [27]
1д = 0.0175/
sin ’
где I — длина хорды дужки.
Радиус дужки
2 sin *
(233)
(234)
Аналогичным образом выполняется расчет решеток профилей выправляющего
аппарата, служащего для спрямления, т. е. раскручивания потока, закрученного
рабочим колесом. Поскольку аппарат неподвижен, то переносная скорость здесь
отсутствует, а абсолютные скорости одновременно являются и относительными.
Циркуляцию скорости вокруг аппарата принимают равной таковой вокруг колеса.
Диаметры втулки у аппарата и колеса принимают одинаковыми. Густоту решеток
аппарата выбирают по условию безотрывности течения.
ОСЕВАЯ СИЛА. ДЕЙСТВУЮЩАЯ НА РОТОР НАСОСА
111
Осевой зазор между колесом и установленным за ним выправляющим аппара-
том обычно принимают равным (0,104-0,15) /к, где 1К — длина хорды лопасти колеса.
В многоступенчатых насосах зазор между колесом второй ступени и стоящим впереди
него аппаратом первой ступени должен выбираться примерно вдвое больше [16].
Число лопаток выправляющего аппарата обычно выбирается из конструктив-
ных соображений [16]. Оно не должно быть равным или кратным числу лопастей
рабочего колеса. В работе [27] приведены формулы для определения числа лопастей
колеса и лопаток отвода.
Для осевых насосов выполнено обобщение их параметров на основе законов
подобия. В приложениях 1—6 даны безразмерные универсальные характеристики
шести типовых насосов, на основе которых разработаны все типоразмеры осевых
насосов, вошедших в ГОСТ 9366—60 (см. п. 41).
38. ОЦЕНКА ОЖИДАЕМЫХ КАВИТАЦИОННЫХ КАЧЕСТВ
РАБОЧЕГО КОЛЕСА
Проектируемый насос должен обладать требуемыми кавитационными каче-
ствами. Для определения критической величины кавитационного коэффициента
колеса обычно пользуются формулой
°кр-------2gH
(235)
где и>тах — максимальная относительная скорость в рассматриваемом сечении ло-
пасти; и — переносная скорость в том же сечении.
Для рабочих колес осевых насосов с густотой периферийных решеток 'при-
мерно не более 1,0—1,1 величину максимальной относительной скорости можно
определить по следующей приближенной формуле:
/ 4 dm \
wmax = (1 + Р) ( 1 + “Z--7~ ) wсо,
\ л I / ’
(236)
величина максимальной толщины профиля.
Практика показывает, что формулу (236) можно использовать не только при
безударном натекании, но и при небольших углах атаки, не превышающих 1,5—2°.
Для предварительной оценки кавитационных качеств рабочего колеса расчет
производят для периферийных сечений лопастей. После выполнения гидродинами-
ческого расчета должны быть проверены кавитационные качества всех сечений.
39. ОСЕВАЯ СИЛА, ДЕЙСТВУЮЩАЯ НА РОТОР НАСОСА
Полная осевая сила Р2, действующая на ротор насоса, равна
Р 2 — Р2 Л Рz вт>
(237)
где Р2Л—сила, действующая на лопасти колеса; Р2вт— сила, действующая на
втулку колеса.
Для определения силы Р2Л служит формула
(238)
где d = — втулочное отношение^ НТ — теоретический напор, определяемый
К
по формуле
112
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
КОНСТРУКЦИИ ОСЕВЫХ НАСОСОВ
113
Величина силы Р2ат определяется выражением
?z вщ ~ л ('em гв)
(239)
где гв — радиус вала в месте, где он проходит через уплотнение на выходе из кор-
пуса.
Обычно ri < А, и величиной ri можно пренебречь. Тогда
П ttlll О 11
Pz»m^^emyHT. (240)
Полная осевая сила в соответствии с формулой (237) составит
= (241)
Для оптимального (расчетного) режима работы насоса можно пользоваться за-
висимостью [27}
РгъЛ,222п?0*Кнопггг. (242)
где Кн onm — оптимальный коэффициент напора.
40. КОНСТРУКЦИИ ОСЕВЫХ НАСОСОВ
Конструкции осевых насосов представлены в каталогах-справочниках по на-
сосам [1; 2]. Ниже приведены две типовые конструкции осевых насосов.
На рис. 63, а показан поворотнолопастной осевой насос ОПЗ-НО, а на
8 и. Л. Чиняев
114
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
У этого насоса механизм поворота лопастей, расположенный внутри втулки
рабочего колеса, состоит из рычагов, укрепленных на цапфах лопастей, и кресто-
вины, соединенной серьгами с концами рычагов. Осевое перемещение крестовины
приводит к повороту рычагов и лопастей. Это перемещение задается штоком, прохо-
Рис. 64. Судовой циркуляционный осевой
дящим через центральное сверление
основного вала. Механизм привода
штока расположен внутри жесткой
муфты, соединяющей валы насоса и
двигателя. Насос снабжен двумя опор-
ными подшипниками с лигнофолевыми
или резиновыми вкладышами. Смазка
подшипников осуществляется перека-
чиваемой водой. Вес ротора и осевая
сила на рабочем колесе воспринимаются
пятой двигателя.
На рис. 64 изображен судовой цир-
куляционный осевой насос. Корпус
насоса состоит из приемной части,
снабженной аварийным патрубком,
и напорной части, имеющей разъем
в плоскости вала. Через аварийный
патрубок осуществляется откачивание
воды из трюма в случае его затопления.
Вал насоса охватывает обтекатель. Ре-
зиновый подшипник смазывается пере-
качиваемой водой. Благодаря приме-
нению крутого колена круглой формы
уменьшается осевой габарит насоса,
что очень важно в судовых условиях.
Однако увеличение крутизны колена
ведет к росту гидравлических потерь.
Одновременно растет неравномерность
поля скоростей в колене, что, в свою
насос очередь, ухудшает работу лопастной
системы насоса. Для улучшения работы
насоса в отводящем колене установлено направляющее ребро. Вес ротора и осевая
сила воспринимаются упорным подшипником двигателя.
В работе [16] приведена конструкция судового циркуляционного осевого насоса
с отводом в форме двух сопрягающихся цилиндров, в плоскости сопряжения
которых установлена плоская решетка. Как показали исследования, такой отвод
обладает высокими гидравлическими качествами.
41. ВЫПУСК ОСЕВЫХ НАСОСОВ
Производство осевых насосов осуществляется в соответствии с каталогом [2] и
ГОСТ 9366—60, Этот стандарт распространяется на осевые одноступенчатые на-
сосы, предназначенные для перекачивания чистой воды, с подачей от 750 до
66 000 м3/ч и напором от 1,3 до 23 м вод. ст.
По данному стандарту осевые насосы должны изготовляться вертикальными.
Они делятся на следующие типы: О — с жестко закрепленными лопастями колеса;
ОП — с поворотными лопастями колеса.
При необходимости допускается изготовление насосов типа О с горизонтальным
расположением вала, а насосы типа ОП разрешается выполнять с жестким крепле-
нием лопастей колес.
За нормальное исполнение принимается исполнение насоса, у которого формы
проточной части одинаковы с моделями насосов ОП2, ОПЗ, ОП5, ОП6, ОП7 или 08,
универсальные безразмерные характеристики которых приведены в приложениях
1—6 (из ГОСТ 9366—60). На этих характеристиках Ф -г- угол установки ло-
пастей.
ВЫПУСК ОСЕВЫХ НАСОСОВ
115
Таблица 18. Основные параметры осевых насосов (по ГОСТ 9366—60)
Типоразмер Подача Q В Напор Я в Мбод. ст. Число оборотов п в об[мин К. П. д. П в %, не менее Минималь- ный подпор в м вод. ст. Максималь- ная мощность, потребляемая насосом, "шах ’ ыт
06-29,5 1 038 4,7 82 18
05-29,5 1 100 7,0 1450 83 1,0 29
08-29,5 990 11,2 84 43
07-35 1 015 2,1 960 80 11
06-35 1 728 6,6 1450 82 1,0 45
05-35 1 850 9,9 1450 83 67
08-35 1 656 15,7 1450 85 98
07-47 1 870 2,2 730 80 21
05-47 2 265 4,5 730 82 1,0 36
05-47 2 970 7,8 960 82 81
08-47 2 655 12,4 960 84 125
06-55 3 380 4,1 730 82 65
06-55 4 450 '7,1 960 82 1,0 120
05-55 4 750 10,7 960 83 190
08-55 4 250 17,0 960 85 284
07-70 4 100 2,2 485 80 44
06-70 5 580 4,3 585 82 107
06-70 6 950 6,7 730 82 1,0 180
05-70 7 450 10,0 730 83 288
08-70 6 660 15,9 730 85 410
ОП7-87 6 000 1,96 365 81 56
ОП6-87 8 830 4,5 485 82 176
ОП6-87 10 670 6,6 585 82 1,0 270
ОП5-87 И 430 9,9 585 83 500
ОП2-87 10 800 13,8 585 84 550
ОПЗ-87 Л1 800 20,2 730 84 2,0 900
8*
116
ОСЕВЫЕ НАСОСЫ
Продолжение табл. 18
Типоразмер Подача Q в Л1’/ч Напор Н в м вод. ст. Число оборотов п в об[мин К. п. д. т) в %, не менее Минималь- ный подпор в м вод. ст. Максималь- ная мощность, потребляемая насосом, "max в квт
ОП7-ПО 9 570 1,9 290 82 1,0 88
ОП6-ПО 13 500 4,1 365 83 250
ОП6-ПО 18 000 7,3 485 83 450
ОП5-НО 19 250 11,0 485 84 2,0 700
ОП2-НО 18 180 15,2 485 85 1000
ОПЗ-НО 19 300 20,9' 585 85 1400
ОП7-145 18 400 2,4 245 82 1,0 200
ОП6-145 24 650 4,5 290 84 500
ОП6-145 31 000 7,2 365 84 750
ОП5-145 33 200 10,8 365 85 . 2,0 1200
ОП2-145 31 200 14,9 365 86 1600
ОПЗ-145 33 200 19,2 428 86 2000
ОП7-185 32 800 2,8 210 82 1,0 400
ОП6-185 37 100 3,8 210 84 640
ОП6-185 51 200 7,4 290 • 84 1260
ОП5-185 54 700 11,0 290 85 2,0 2100
ОП2-185 51 700 15,3 290 86 2600
ОПЗ-185 52 200 19,2 333 86 3000
Примечания:
1. Основные параметры насосов 08 приведены для насосов с колесами в цилин-
дрической камере, а других типоразмеров — для насосов с колесами в сферической
камере.
2. Минимальный подпор приведен для граничных режимов работы насоса (см.
ГОСТ 9366—60) на воде, имеющей температуру до 25° С, при барометрическом дав-
лении 760 мм рт. ст. Максимальные подпоры для рабочих режимов работы насосов
в условиях эксплуатации устанавливаются по кавитационной характеристике насоса.
3. Максимальная мощность, потребляемая насосом, указана для наибольшего
угла установки лопастей колеса и максимального напора в рабочей области характе-
ристики насоса.
ВЫПУСК ОСЕВЫХ НАСОСОВ
117
Основные параметры насосов для расчетных режимов должны соответствовать
указанным в табл. 18.
В обозначение типоразмера насоса входит: буквенное обозначение типа; цифра
при обозначении типа — номер модели колеса; цифры после обозначения номера
колеса — диаметр колеса в см; буква Г после диаметра колеса — для случая выпол-
нения насосов типа О с горизонтальным валом.
Примеры условного обозначения:
1) осевой насос с поворотными лопастями колеса модели 2 при диаметре колеса
ПО см:
Насос ОП2-ИО ГОСТ 9366—60;
2) осевой насос с жестко закрепленными лопастями колеса модели 6 при диа-
метре колеса 55 см и горизонтальном расположении вала:
Насос 06-55-Г ГОСТ 9366—60.
ГЛАВА IV
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
42. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ВИХРЕВЫХ НАСОСОВ
Вихревые насосы являются разновидностью лопастных насосов и применяются
обычно в тех случаях, когда коэффициент быстроходности ns < 40, т. е. при малых
подачах и больших напорах.
Отечественная промышленность выпускает вихревые насосы общего назначения
на параметры, указанные в ГОСТ 10392—68 (см. п. 47).
Вихревые насосы подразделяются на два основных типа: с закрытым каналом
(рис. 65, а) и с открытым каналом (рис. 65, б) [25].
Рис. 65. Схемы вихревых насосов: а — с закрытым каналом; б — с от-
крытым каналом (d — глубина канала; с —высота канала; 6 —ширина
колеса)
У насосов первого типа боковые каналы 1 концентрично расположены в торце
корпуса (на периферии) и не соединяются непосредственно со всасывающим В и
напорным Н отверстиями, которые также помещены в торце корпуса, но на меньшем
радиусе (вблизи ступицы колеса). Рабочее колесо 2 имеет длинные радиальные ло-
пасти. Эти насосы являются самовсасывающими и имеют достаточно большую высоту
всасывания.
У насосов второго типа боковые каналы 1 также расположены на периферии,
но всасывающее В и напорное Н отверстия непосредственно соединены с этими ка-
налами. Рабочее колесо 2 представляет собой диск с выфрезерованными на одном
или обоих торцах радиальными т или угловыми п лопастями (лопатками). Иногда
применяются колеса со сквозными лопастями. Всасывающее и напорное отверстия
разделены перемычкой, которая примыкает к торцам и наружной цилиндрической
поверхности лопастей, образуя зазоры осевой 6Г и радиальный 6Г. У насосов общего
назначения 6Г*=^ 0,1 мм и 0,2 мм [4]. Вихревые насосы с открытым каналом
при тех же оборотах и размерах развивают значительно больший напор, чем насосы
с закрытым каналом. Однако соединение всасывающего и напорного отверстий с бо-
ковыми каналами непосредственно на периферии значительно ухудшает самовсасы-
вающую способность этих насосов.
НАПОР. МОЩНОСТЬ И к. П. Д. ВИХРЕВОГО НАСОСА
119
Часто в качестве первой ступени применяют центробежное рабочее колесо.
Такие насосы называются центробежно-вихревыми.
Вихревые и центробежно-вихревые насосы применяются в различных установ-
ках для перекачивания воды, бензина, керосина и других жидкостей с вязкостью,
не превышающей 36 сст (см. п. 47).
43. НАПОР, МОЩНОСТЬ И К. П. Д. ВИХРЕВОГО НАСОСА
Напор вихревого насоса без учета потерь на трение жидкости о стенки при дви-
жении в боковом канале определяется по формуле [4]
н'=gfc{vu- = (Vu2 ~ ’ (243)
где Qg — количество жидкости, поступающей из рабочего колеса в боковой канал
и вновь возвращающейся из бокового канала в колесо, т. е. количество жидкости,
участвующей в вихревом движении в меридианном сечении; к — площадь сече-
ния бокового канала; иП2 — среднее значение окружной составляющей абсолют-
ной скорости на выходе из колеса; уы1 — то же на входе в колесо; можно принять
Q
vul = v, где у = ----скорость в боковом канале.
[б. к
Для определения уМ2 п Qg можно пользоваться формулами [25]:
= (244)
1б. к
0 = HoSfe. К (245)
в Qmax ’
гДе Стах — максимальная подача насоса, соответствующая нулевому напору;
/70 — напор при нулевой подаче.
По данным Пфлейдерера для радиальных лопастей с углом р = 90° скорость
на выходе
vU2 ~ 0»85w2, (246)
где и2 — окружная скорость на внешнем диаметре колеса.
Отметим, что формула (243) получена на основании рассмотрения упрощенной
модели течения, так как действительная картина движения жидкости в вихревом
насосе весьма сложна.
Полезный напор Н насоса меньше напора Н' на величину гидравлических по-
терь на трение л.тр в боковом канале, т. е.
Н = Н л, тр.
Полезная мощность насоса находится по формуле (7). Полезная мощность с
учетом потерь на трение в боковом канале
(247)
Мощность, передаваемая жидкости вихревым потоком в боковом канале в про-
цессе смешения потоков,
N = -Ь О о2, ) = Л о Л,2_____________________^—\ (248)
6 6 \ >б. к J
Коэффициент полезного действия, учитывающий потери, возникающие в про-
цессе перемешивания потоков, и потери трения в боковом канале, [4]
пв=^=________YQW______________Я. (249)
Пв N, Q* \ , Я' •
2? а2-/тт
и. к
120
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
В вихревых насосах наблюдаются также объемные потери, гидравлические по-
тери в рабочем колесе и механические потери. Эти потери учитываются к. п. д. т)к:
Пк = (250)
Рис. 66. Характеристика вих-
ревого насоса ЗВ-2,7
где W — полная мощность, потребляемая насосом; т)0, г]л, — объемный, гидравли-
ческий и механический к. п. д. насоса соответственно.
На величину т]() большое влияние оказывает величина осевого зазора и равно-
мерность зазоров по обе стороны колеса. Чем меньше подача и больше напор, тем
больше влияние величины зазора и наоборот. Объемный к. п. д. т]0 зависит также от
длины перемычки между напорным и всасывающим отверстиями. Длина перемычки
должна быть такой, чтобы опа одновременно пере-
крывалась двумя-тремя лопастями.
Полный к. п. д. вихревого насоса [4]
П = ПвПк-
Потери в вихревых насосах весьма значительны,
поэтому полный к. п. д. у лучших образцов этих
насосов не превышает 50%.
На рис. 66 показана опытная характеристика
вихревого насоса ЗВ-2,7. Максимум полного к. п. д.
у него составляет 32%.
Из рис. 66 видно, что форма кривой Н — Q вих-
ревого насоса существенно отличается от формы
аналогичной кривой центробежного насоса. Для
объяснения этого положения представим выражение
для напора, создаваемого вихревым насосом, в сле-
дующем виде:
и2
Н = (251)
о tTle
Н-Р
где Кв — коэффициент, равный
3,5-т-5; i — условное число раз прохожде-
ния одной и той же частицы жидкости через рабочее колесо за один его оборот.
Эта формула показывает, что при одной и той же окружной скорости и2 напор
вихревого насоса тем выше, чем больше число i. Уменьшение подачи одного и того же
насоса влечет за собой увеличение i и, как следствие, рост напора. Этим и объясняется
большая крутизна кривой Н—Q вихревого насоса. Из формулы (251) также следует,
что при равных условиях вихревой насос дает напор больше, чем центробежный.
Основные параметры некоторых выполненных вихревых насосов приведены
в табл. 19 [25]. В этой таблице обозначения размеров канала и колеса соответствуют
указанным на рис. 65, б.
Коэффициенты напора ф и расхода Ф (табл. 19) определяются по формулам:
(252)
Ф = -^. (253)
Зная коэффициенты ф и Ф, можно определить напор И и подачу Q насоса:
w = (254)
Q — и/б. к — Фи.»/б' к.
(255)
Таблица 19. Основные данные по некоторым вихревым насосам
Основные параметры насоса Канал Рабочее колесо
§ о w S с
5 а н С
и/Ц 8ДГ Q В Л£3/‘ Н в м вс Н. в м вс ОС п в О'"'/-’ и С -э- А с в мм d в мм Количе (форма налов) D2 в мм b в мм 3 а «|о Колнчес (тип стен)
1 5,0 20 6 1480 37 21 4,0 0,57 — — — 190 2 (грушевидная) 130 — — — — 48 (радиальные)
2 6,0 25 6 1480 38 20 4,8 0,54 — — — 240 2 (прямоугольная; скругленная) 130 — — — — —
3 10,5 30 5 2900 39 49 2,1 0,35 9 7,5 1,2 550 2 (грушевидная) 110 11 20 1,45 0,18 24 (радиальные)
4 16,5 -60 5 1750 44 37 3,6 0,55 5,5 9,5 0,6 620 2 (прямоугольная; скругленная) 133 8 26 0,85 0,19 —
5 22 40 — 1500 40 26 4,0 0,48 5 11,5 0,44 820 То же 185 П,5 26,0 I/O 0,15 36 (радиальные)
6 2,0 35 5 1540 '22 9,0 4,0 0,4 4 5 0,8 ПО 1 (прямоугольная; скругленная) 160 6 17 1,2 0,11 60 (радиальные)
7 2 57 5 1425 19 6,0 7,5 0,3 4 3 1,35 155 2 (прямоугольная; скругленная) 160 6 17 2,0 о,п То же
8 3,0 70 5 1425 25 6,5 9,5 0,35 4 5 0,8 220 То же 160 6 17 1,2 о,и »
9 1,2 45 4 2870 27 11 2,3 0,5 1,2 2,5 0,48 35 1 прямоугольная; скругленная) 130 3,5 1,3 1,4 0,10 40 (радиальные, сквозные)
10 2,0 45 2,5 2870 32 14 2,3 0,54 1,0 2,0 0,5 55 2 (прямоугольная; скругленная) 130 3 13 1,5 0,10 40 (угловые)
11 3,3 80 4 2870 38 13 4,1 0,45 1,5 4,0 0,4 105 То же 130 3 13 , 0,75 0,10 40 (радиальные)
12 18 80 — 2900 45 28 4,0 0,52 4,6 7,8 0,6 470 » 137 5,8 22 0,75 0,16 То же
13 6 440 — 3500 40 9 4,8 — — — — — » 165 — — — — —
П р и м е ч ; з н и е . Насосы № < 1 и 13 1 — двухступенчатые
НАПОР, МОЩНОСТЬ И к. Н. Д. ВИХРЕВОГО НАСОСА
122
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
44. ОСНОВЫ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАСЧЕТА
Наиболее надежным способом расчета вихревых насосов является пересчет мо-
дели на натуру. При отсутствии модели расчет производится на основании обобщен-
ных опытных данных.
Для расчета насоса должны быть заданы подача Q и напор Я. Число оборотов п
рабочего колеса выбирают достаточно высоким (1500—3000 об!мин).
Исходя из заданного напора и принятого числа оборотов решают вопрос, каким
должен быть насос — одноступенчатым или многоступенчатым. Применение много-
ступенчатого (обычно двухступенчатого) вихревого насоса целесообразно и даже
необходимо в том случае, если расчетный напор превышает 200—250 м вод. ст.
при принятом числе оборотов п^ЗООО об/мин или 80—100 м вод. ст. при п =
= 1500 об/мин. Вихревые насосы, охватываемые ГОСТ 10392—68,. являются одно-
ступенчатыми и ^рассчитываются на число оборотов п = 1450 об/мин.
Окружная скорость на внешнем диаметре колеса
= (256)
Входящий в эту формулу коэффициент напора ф принимается по эксперименталь-
ным данным. При выборе значения ф можно пользоваться данными табл. 19 или кри-
выми, приведенными в работе [25]. По скорости и2 и числу оборотов л находят внеш-
ний диаметр колеса
Скорость жидкости в боковом канале \
v = Фи2. (258)
Коэффициент расхода Ф принимается равным 0,45—0,55 (см. табл. 19). Чаще
всего берут Ф = 0,5.
Площадь поперечного сечения бокового канала
/<5.к = 4- <259>
Выбирается форма бокового канала. Канал может иметь полукруглую, груше-
видную и прямоугольную форму. Наилучшие результаты по к. п. д. и напору дает
насос с полукруглой формой сечения канала, однако характеристики насоса полу-
чаются при этом очень крутыми. С эксплуатационной точки зрения предпочтитель-
ной являтся прямоугольная форма сечения канала, так как в этом случае напор
и мощность с уменьшением подачи возрастают не так сильно, как при полукруглом
сечении. Канал с прямоугольной формой сечения обеспечивает больший коэффи-
циент напора ф и лучшую всасывающую способность, чем с грушевидной формой.
При прямоугольном сечении канала со скругленными краями (рис. 65, б) вы-
сота лопасти может быть определена по формуле
— be — 2dc
> (260)
где ku — коэффициент, учитывающий уменьшение площади из-за закругления углов,
д
, обычно-=т- = 0,14-0,2 (см. табл. 19). Для ве-
^2
личин b, d и с характерны следующие соотношения:
b с
4- = 0.8 4- 1.0; 4- = 0,4 0.5.
а а
Число лопастей колеса выбирается от 24 до 60.
Некоторые данные для проектирования вихревых насосов приведены в работе
Определяется отношение у—
КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
123
45. РАДИАЛЬНАЯ СИЛА
Давление в кольцевом канале, создаваемое рабочим колесом, возрастает от
всасывания к нагнетанию. В результате на колесо и ротор насоса действует радиаль-
ная сила, которая при больших давлениях может достигать значительной величины.
Опыт показывает, что давление р в канале изменяется пропорционально углу (р
(рис. 67). Элементарная радиальная сила, действующая на длине канала d(p
при ширине колеса В, будет
ф.
Полная радиальная сила
2л
yHBD2 Г .
Рг = 4я J <р sin ф Жр =
о
уНВР2
dtp
Рис. 67. Распределение давления подлине
канала вихревого насоса
(261)
2
Эта формула позволяет рассчитать ве-
личину силы Рг с достаточной степенью
точности. Более точные формулы для
определения этой силы приведены в ра-
боте [25].
Если в качестве примера принять
уН = 10 кПсм2, В = 40 мм и D2 =
= 150 мм, то величина силы Рг, со-
гласно формуле (261), составит 300 кГ.
Большая радиальная сила может вызвать недопустимый прогиб вала и перекос
насаженного на него колеса. При малых осевых зазорах между колесом и корпусом
может произойти заедание колеса.
В случае применения колеса с лопастями, расположенными на одной стороне
диска, должно быть учтено, что при этом возникает осевая сила. Осевая сила может
быть исключена применением колеса симметричной формы (см. рис. 65, б).
46. КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
Вихревые и центробежно-вихревые насосы выполняются консольными, с про-
ходным валом и моноблочными. Различные конструкции этих насосов широко пред-
ставлены в работах [1; 25]. Рассмотрим некоторые примеры конструкций вихревых
и центробежно-вихревых насосов.
На рис. 68 показан вихревой самовсасывающий насос, служащий для перека-
чивания воды и других жидкостей, сходных с водой по вязкости и химической актив-
ности. Особенностью конструкции данного насоса является наличие воздушного кол-
пака 1 и воздухоотвода 2, благодаря которым насос обладает самовсасывающей
способностью. Сальник 3 насоса выполнен с манжетным уплотнением.
На рис. 69 изображен вихревой насос, предназначенный для перекачивания ке-
росина. Рабочее колесо имеет радиальные лопасти и расположено консольно на валу.
Вал опирается на два шариковых подшипника, установленных в опорном кронштейне.
Корпус насоса крепится к опорному кронштейну и с торца закрыт крышкой. Насос
монтируется с электродвигателем на общей фундаментной плите (раме). Соединение
валов насоса и электродвигателя осуществляется с помощью эластичной муфты.
На рис. 70 представлен центробежно-вихревой насос, предназначенный для пи-
тания котлов малой мощности и перекачивания чистой воды. Центробежное и вих-
ревое колеса сидят на одном валу и размещаются в общем корпусе. Для уравнове-
шивания осевой силы в теле вихревого колеса имеются отверстия. Канал вихревого
Рис. 68. Вихревой насос с воздушным колпаком (самовсасывающий)
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
КОНСТРУКЦИИ НАСОСОВ
125
Рис. 69. Вихревой насос
Рис. 70. Центробежно-вихревой насос
126
ЁИХРЁВЫЁ НАСОСЫ
колеса образован при помощи двух вставок, которые фиксируются относительно
корпуса цилиндрическим штифтом. Вал насоса опирается на шариковые подшипники.
Два подшипника, расположенные рядом, являются радиально-упорными. В месте
выхода вала из корпуса насоса размещены сальниковые уплотнения.
47. ВЫПУСК НАСОСОВ
Производство вихревых и центробежно-вихревых насосов общего назначения
осуществляется в соответствии с ГОСТ 10392—68. Данный стандарт распростра-
няется на насосы, предназначенные для подачи воды и других жидкостей с вязко-
стью до 36 сст, в том числе химически активных, не содержащих абразивных вклю-
чений. Вихревые и центробежно вихревые насосы специального назначения постав-
ляются по особым техническим условиям.
Согласно ГОСТ 10392—68, должны изготовляться следующие типы насосов:
В—вихревой с проходным валом; ВС — вихревой с проходным валом самовсасываю-
щий; ВК — вихревой консольный; ВКС — вихревой консольный самовсасывающий;
В КО — вихревой консольный обогревной (охлаждаемый); ЦВ — центробежно-
вихревой; ЦВС — центробежно-вихревой самовсасывающий.
Расчетные параметры вихревых и центробежно-вихревых насосов при работе
на воде должны соответствовать указанным в табл. 20.
Таблица 20. Основные типы и параметры
вихревых и центробежно-вихревых насосов (по ГОСТ 10392—68)
Типоразмер Подача Q (предельное отклонение ± Ю%) Напор Н в м вод. ст. Число оборотов п В об!мин Мощность, потреб- ляемая насосом при максимальном на- поре в рабочей об- ласти, в кет, не бо- лее К. п. д. в %, не менее Допустимая ваку- умметрическая вы- сота всасывания в м вод. ст. Высота самовсасы- вания для самовса- сывающих насосов в м вод. ст.
л/сек л’/ч
ВС-0,5/18 0,5 На< '•8 : О С Ы 18 T И П ( 1450 ) в В и В 0,35 С 1381 6,0 4,0
В-2,5/40 ВС-2,5/40 2,5 9,0 40 4,0 43 5,0
В-4/35 ВС-4/35 4,0 14,4 35 5,1 45 4,0
• В-6,3/30 ВС-6,3/30 6,3 22,7 30 8,5 48 3,0
Насосы типов ВК, ВКС и ВКО
ВК-1/16 ВКС-1/16 ВКО-1/16 1,0 3,6 16 1,2 25 6,0
В К-1,25/25 ВКС-1,25/25 В КО-1,25/25 1,25 4,5 25 1450 2,5 27 5,0 4,0
ВЫПУСК НАКОСОВ
127
Продолжение табл. 20
Типоразмер Подача Q (предельное отклонение ±Ю%) Напор Н в м вод. ст. Число оборотов п в об[мин Мощность, потреб- ляемая насосом при максимальном на- поре в рабочей об- ласти, в кет, не бо- лее К- п. д. в %, не менее Допустимая ваку- умметрическая вы- сота всасывания в м вод. ст. Высота самовсасы- вания для самовса- сывающих насосов в м вод. ст.
л/сек, м*/ч
ВК-2/26 ВКС-2/26 ВКО-2/26 2,0 7.2 26 1450 4,6 30 5,0 4,0
ВК-4/24 ВКС-4/24 ВКО-4/24 4 14,4 24 7,0 37 4,0
ВК-5/24 ВКС-5/24 ВКО-5/24 5 18,0 24 8,3 35 3,5
Насосы типов ЦВ и ЦВС
ЦВ-4/155 ЦВС-4/155 4 14,4 155 26,5 38 7,5
ЦВ-4/110 ЦВС-4/110 110 20,5 33
ЦВ-6,3/140 ЦВС-6,3/140 6,3 22,7 140 2900 35,5 42 6,5 6,0
ЦВ-6,3/115 ЦВС-6,3/115 115 31,0 41
ЦВ-10/110 ЦВС-10/110 10,0 36 НО 45,5 48 5,5
ЦВ-10/80 ЦВС-10/80 80 38,0 46
Примечание. Допустимая вакуумметрическая высота всасывания и высота самовсасывания даны для воды, имеющей температуру 25° С, при барометрическом давлении 760 мм рт. ст.
Наибольшая температура перекачиваемой жидкости по ГОСТ 10392—68 для
вихревых насосов 85° С, для центробежно-вихревых 105° С.
Пример условного обозначения насоса вихревого консольного обогреваемого
(охлаждаемого) с подачей 1 л!сек и напором 16 м вод. ст.:
Насос В КО-1/16 ГОСТ 10392-68.
ГЛАВА V
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ
И СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
48. ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ
Как уже отмечалось ранре, основными параметрами, характеризующими работу
насоса, являются подача, напор, потребляемая мощность, к. п. д., число оборотов
и высота всасывания. Из указанных параметров подача и число оборотов являются
независимыми переменными, остальные — их функциями.
Взаимосвязь параметров в различных режимах работы насоса изображается
Характеристики обычно представляются в виде функциональных зависимостей на-
пора, мощности, к. п. д. и высоты всасывания от подачи насоса при одной или не-
скольких значениях числа оборотов.
На рис. 71 изображена характеристика Н—Q; /V—Q; т|—Q и Нбак — Q центро-
бежного насоса при постоянном числе оборотов. Такие характеристики называются
рабочими.
На рис. 72 показана так называемая универсальная характеристика центро-
бежного насоса. Эта характеристика удобна тем, что позволяет легко определить
число оборотов, к. п. д. и, следовательно, вычислить мощность насоса для любого
сочетания значений напора и подачи.
Построение универсальной характеристики по опытным данным требует снятия
большого количества рабочих характеристик при разных числах оборотов, что не
всегда можно осуществить на практике. Поэтому прибегают к пересчету опытных
характеристик, применяя уравнения подобия в виде:
Эти зависимости справедливы при —— = 1
(262), можно определить подачу Q, напор Н и
Пг 1 гт
и —— = 1. Пользуясь уравнениями
Ла
внутреннюю мощность Nen насоса
ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСОВ
129
на режиме работы с числом оборотов и по опытным значениям Qp Нг и Nefi при
числе оборотов п1. Внутренняя мощность NeH равна потребляемой мощности N
за вычетом механических потерь на трение в сальниках и подшипниках. Эти потери
составляют обычно незначительный процент от потребляемой мощности и ими можно
пренебречь [19].
Исключая из первых двух уравнений (262) число оборотов, получим
= Аф. (263)
Q1
где А = const.
Это есть уравнение параболы, проходящей через точку (Qlt Ях). Она называется
параболой подобных режимов, так как представляет собой геометрическое место
точек, определяющих режимы работы насоса, подобные режиму в точке (Qlt Н^).
Такая парабола одновременно является линией постоянных значений внутреннего
к. п. д.
Для сравнения характеристик насосов различной быстроходности и для сопостав-
ления насосов различных конструкций, а также для построения предварительных
характеристик вновь создаваемого насоса рабочие характеристики составляются
в координатах относительных величин. Если в качестве масштаба выбрать показа-
тели насоса на расчетном режиме и обозначить их индексом р, то относительные пока-
затели будут выражаться отношениями:
Q = £; Л = 7Г; " = л = (264)
хр “Р р Лр
где Q, Н, N, — значения показателей насоса на нерасчетном режиме.
Имея относительные характеристики насоса, конструкция и быстроходность
которого подобна вновь проектируемому, получим для составления предварительной
характеристики следующие уравнения:
Q=QpQ\ Н = НРН\ N = NPN', Л = ЛрЛ- (265)
На рис. 73 изображены типовые относительные характеристики насосов с ко-
лесами различной быстроходности [31 ].
9 И. А. Чиняев
130
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
В практике эксплуатации лопастных насосов возможны необычные условия
их работы, например обратное направление потока жидкости в насосе, изменение
знака напора насоса, изменение направления вращения ротора и т. п. Все возмож-
ные условия работы насосов — как нормальные, так и необычные — отображаются
Рис. 73. Относительные характерис-
тики центробежных и диагональных
насосов различной быстроходности:
1 — п$ = 65; 2 -ns= 105; 3-ns= 155;
4 - ns = 210; 5 — ns = 280; 5-ns = 400;
7 — ns = 650
с помощью так называемых комплексных
или полных характеристик, которые мо-
гут быть получены только на основании
экспериментальных данных. Эти характе-
ристики приведены и описаны в работах
[4, 16; 25].
Форма характеристик центробежных
насосов зависит от коэффициента быстро-
ходности. Из рис. 73 видно, что чем боль-
ше ns, тем круче напорные характерис-
тики, тем больше мощность холостого хода
и тем меньше область высоких значений
к. п. д. при изменении подачи.
Пуск центробежных насосов осуще-
ствляется обычно при закрытой задвижке
на напорной линии. Однако при ns > 300
мощность холостого хода превышает мощ-
ность на оптимальном режиме, поэтому
пуск таких насосов при закрытой задвиж-
ке затруднителен, если двигатель не вы-
бран с большим запасом мощности, что,
конечно, нерационально. Целесообразнее
производить пуск при открытой задвижке.
Характеристики Н — Q осевых насо-
сов отличаются заметно быстрым падением
напора с увеличением подачи, а характе-
ристика N—Q — значительным превыше-
нием мощности холостого хода над нор-
мальной мощностью.
49. УСТОЙЧИВОСТЬ РАБОТЫ НАСОСА
В СЕТИ
Некоторые центробежные насосы
с малым коэффициентом быстроходности
обладают . неустойчивыми характеристи-
ками Н—Q; т. е. такими, при которых
напор холостого хода меньше максималь-
ного напора. Участок а — 3 характерис-
тики на рис. 74 при известных условиях
соответствует неустойчивому режиму ра-
боты насоса, причем эта неустойчивость
может привести к колебаниям подачи и
напора и даже к повреждению насоса.
Рассмотрим пример работы насоса
в предположении, что долей динамического
напора можно пренебречь (рис. 74) [19].
Насос В подает воду в резервуар А, откуда
она поступает к потребителю. Изображе-
ние установки’насоса по высоте и ордината
характеристики насоса даны в одном и том
же масштабе: ось абсцисс проходит через
уровень воды в приемном резервуаре.
Принимаем, что в начале работы насоса
РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ НАСОСОВ
131
он залит до уровня Hlt чему соответствует рабочая точка /, и, следовательно, подача
равна Qj. По мере поступления воды в резервуар уровень поднимается и рабочая
точка перемещается. Когда она достигнет положения 2, вода начнет поступать к по-
требителю и подача упадет с Qj до Q2. Если потребление воды меньше, чем Q2, то
уровень в резервуаре будет повышаться и рабочая точка будет перемещаться до
наивысшей возможной рабочей точки 3. Если равенства между потреблением и по-
дачей воды в точке 3 не наступает, то уровень воды должен был бы и дальше воз-
растать. Однако это невозможно, так как насос не в состоянии обеспечить больший
напор. При этом нарушается равновесие системы, и система насос—сеть попадает
в режим помпажа. Напор насоса падает до значения напора холостого хода Нх
Рис. 74. Неустойчивая работа насоса при
статическом напоре
Рис. 75. Условия устойчивости работы
на восходящей ветви характеристики
насос уже не в состоянии удержать находящийся над ним столб воды высотой Ягаах,
и вода начинает течь в обратном направлении, если на напорной линии не уста-
новлен обратный клапан. Когда уровень воды упадет до напора холостого хода, на-
сос возобновляет работу с подачей Q4, соответствующей точке 4. Если в последующем
расход воды к потребителю будет опять меньше подачи насоса при максимальном
напоре, то описанный процесс вновь повторится [25].
Если характеристика сети имеет вид параболы, условия работы насоса более
благоприятны. Предположим, что статическая составляющая потребного напора
сети Яст с меньше напора насоса при нулевой подаче Яо (рис. 75). Тогда характе-
ристика сети Нс — Q будет пересекать характеристику насоса Н—Q только в одной
точке А, причем так, что положительному возмущению подачи Дфл соответствует
положительное значение ДЯ = Нс — Н. В этих условиях равновесие устойчиво.
Следовательно, критерием устойчивости режима является только знак разности
напора ДЯ при положительном возмущении подачи. Работа будет устойчивой, если
в рабочей точке выполняется неравенство
dHс dH
dQ > dQ'
Это условие устойчивости режима всегда соблюдается, если Нст,с<^ Но.
50. РЕГУЛИРОВАНИЕ РАБОТЫ НАСОСОВ
Насос и внешняя сеть образуют единую систему. Регулирование работы насоса
и системы в целом осуществляется изменением характеристики сети и изменением
характеристики насоса. Рассмотрим эти виды регулирования.
Регулирование изменением характеристики сети. Для изменения характеристики
сети обычно производят дросселирование или перепуск.
Дроссельное регулирование производится задвижкой (или клапаном), которая
располагается на напорной линии насоса, обычно вблизи от него. По мере закры-
тия задвижки (клапана) происходит искусственное увеличение сопротивления
9*
132
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
и соответствующее уменьшение подачи. Каждому положению дроссельной задвижки
соответствует новая характеристика сети, показанная штриховыми линиями на
рис. 76. Равновесие системы наступает тогда, когда
где h'c — переменное сопротивление дроссельной задвижки.
Изменяя положение дроссельного органа, а следовательно, и h’c, можно полу-
чить любую подачу от соответствующую полному открытию, до нуля, когда за-
движка полностью закрыта. Поскольку при дросселировании полезно используется
в сети только напор Нс, то к. п. д. насосной
установки %, у будет меньше к. п. д. на-
соса т]:
П«.У = П-^. (266)
Чтобы повысить к. п. д. насосной установки,
напорная характеристика насоса должна
быть при таком способе регулирования наи-
более пологой. Чем больше величина статиче-
ского напора в общем значении напора сети,
тем меньше потери напора в дроссельной за-
движке для данной подачи и тем выше
к. п. д. насосной установки.
Хотя этот способ регулирования и яв-
ляется самым неэкономичным, он, благодаря
простоте и надежности в эксплуатации, рас-
пространен наиболее широко. Его не приме-
няют в установках большой мощности.
При регулировании перепуском (байпа-
сированием) требуемый расход жидкости во
внешней сети обеспечивается перепуском части перекачиваемой жидкости в прием-
ный бак (рис. 77). При включении в сеть параллельно основной линии 1 (с характе-
ристикой /?х) добавочной линии 2 (с характеристикой /?2) характеристика сети будет
уже не а /?! + /?2, и вместо рабочей точки появится новая рабочая точка Д2.
Напор насоса при этом снизится с Нг до Я2, а подача возрастет с до Q2. Уменьше-
ние напора насоса, естественно, вызывает уменьшение расхода жидкости через ос-
новную линию 1 от Qj до требуемой Q3. С точки зрения экономичности такой способ
регулирования приемлем для насосов с ns> 300 и для вихревых насосов, у которых
мощность падает с увеличением подачи. Для центробежных насосов с ns < 300
регулирование перепуском приводит к увеличению мощности и, кроме того, может
вызвать перегрузку двигателя, если при выборе последнего не учтена форма харак-
теристики N—Q.
Увеличение мощности и перегрузку двигателя можно предотвратить, если одно-
временно с открытием клапана на перепускной линии прикрыть клапан на основной
линии с таким расчетом, чтобы характеристика сети проходила по кривой +
+ R2 или левее. Частичное закрытие основной линии целесообразно и даже необ-
ходимо в тех случаях, когда работа насоса с подачей больше расчетной может ока-
заться опасной или недопустимой из-за возникшей кавитации. Регулирование подачи
насоса перепускОхМ усложняет систему, увеличивает вес и габариты установки,
в особенности при больших количествах перекачиваемой воды. Такой способ яв-
ляется более сложным, чем дроссельное регулирование [25].
Регулирование изменением характеристики насоса. Для изменения характе-
ристики насоса изменяют его число оборотов. В случае осевых насосов изменение
характеристики насоса может быть достигнуто также поворотом лопастей рабочего
колеса (см. рис. 63).
Регулирование изменением числа оборотов насоса приводит к новому положе-
нию характеристики насоса (рис. 78), и рабочая точка имеет новое значение по-
СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСОВ
133
дачи Qx или Qy — меньше или больше подачи Qa, соответствующей основному числу
оборотов и. Отличительной особенностью этого метода регулирования является то,
что он в ряде случаев почти не приводит к дополнительным потерям в системе насос—
сеть, так как в любых режимах напоры насоса и сети согласованы между собой.
К. п. д. насосной установки %. у равен к. п. д. насоса % на режиме в точке Ах
(Qx; Яж) при числе оборотов пх. Парабола подобных режимов, проведенная через
точку Ах (штриховая линия на рис. 78) и выра-
жаемая уравнением Н
Рис. 77. Регулирование подачи насоса пере-
пуском
Рис. 78. Регулирование подачи на-
соса изменением числа оборотов
пересечет характеристику насоса при основном числе оборотов в точке Ахп. Прини-
мая в первом приближении к. п. д. насоса постоянным, получим по параболе подоб-
ных режимов
Ля. у = Лх ~ Лхл*
При сравнении экономичности насосных установок с двигателями различного
типа, а также при сравнении различных способов регулирования должно быть учтено
изменение к. п. д. двигателя, зависящее от нагрузки и числа оборотов. Число обо-
ротов пх в точке Ах определяется по уравнению подобия:
(268)
где Qxn и Нхп — параметры насоса в точке Ахп.
Мощность насоса в точке Ах
(269)
Способ регулирования при помощи поворота лопастей, применяемый в осевых
насосах, позволяет в значительной степени изменить форму характеристики Н—Q
при незначительном снижении к. п. д. на оптимальном режиме работы насоса [16; 27 ].
51. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСОВ
Под совместной работой насосов понимается параллельная или последовательная
их работа на данную сеть.
Параллельная работа насосов. Рассмотрим совместную работу нескольких
насосов в одной сети (рис. 79, а). Равновесие системы при совместной работе опреде-
1868
134
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
ляется давлением рк в коллекторе. При малом сопротивлении коллектора давление
в нем одинаково для всех совместно действующих насосов:
Pki = Рк2 = • • • = pKi — Рк. с» (270)
где pKi — давление в коллекторе, создаваемое f-м насосом; рк, с — давление в кол-
лекторе, обусловленное внешней £етью.
Рис. 79. Параллельная работа насосов в одной сети: а — схема уста-
новки; б — характеристики насосов
Давление в коллекторе, создаваемое насосом, определяется по уравнению энер-
гии
PKi = Pi,i + N /f + (Zi-ZK)-t
°1~°к
—~-----hw
2g
(271)
где рь Zt п Vt — давление, отметка и скорость потока в начальном сечении всасы-
вающего трубопровода; рк, ZK и vK — то же в коллекторе; Н — напор насоса;
— сопротивление системы от начального сечения всасывающего трубопровода
до коллектора, исключая насос.
Из уравнения энергии внешней сети следует, что дав пение в коллекторе
Рк. с — Рг + Y I ^2 — %к 4
-22FL+A-)’
(272)
где hyfc — гидравлическое сопротивление от коллектора до конца сети; индексом 2
отмечены величины, относящиеся к конечному сечению внешней сети.
Равновесие системы определяется уравнением (270). Для определения подачи
насосов при их совместной работе необходимо построить характеристики насосов:
Pki = fi(Qi);
Рк2 — /г (0г)‘>
(273)
Pki —
а также характеристику сети
PK.c = fc(Qc). (274)
Складывая подачу насосов при одинаковых значениях давления в коллекторе,
получают суммарную характеристику насосов при совместной работе на общий кол-
лектор. Точка пересечения суммарной характеристики насосов с характеристикой
сети определяет рабочую точку при совместной работе.
РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ
135
На рис. 79, б показано построение суммарной характеристики двух различных
насосов, работающих в общей сети. Из графика следует, что суммарная подача
при совместной работе меньше суммы их подач при одиночной работе на ту же сеть,
т. е.
Qc = Q14- + <?2,
где верхним индексом с отмечена подача при сов-
местной работе, а верхним индексом 1 — при оди-
ночной работе насосов.
Объясняется это тем, что при возрастании по-
дачи, потребляемой сетью, возрастает давление
в коллекторе, что ведет к уменьшению подачи каж-
дого насоса в сравнении с одиночной работой.
Различные случаи параллельной работы цен-
тробежных насосов подробно рассмотрены в рабо-
те [19].
Рис. 80. Последовательная
Последовательная работа насосов. В тех слу- работа насосов
чаях, когда необходимо преодолеть сопротивление
сети, превышающее напор одного насоса, применяется последовательная работа
насосов. Для получения суммарной характеристики последовательно включенных
насосов необходимо сложить их напоры при одинаковых подачах (рис. 80).
52. РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСОВ
В процессе проектирования центробежных насосов возникает необходимость
в расчете их характеристик. Этот вопрос рассматривается в работах [3, 7, 16, 31
и др.]. Ниже излагается способ расчета характеристик центробежных насосов со
спиральными отводами, разработанный Б. И. Боровским [7].
В настоящее время в связи с недостаточной изученностью потерь энергии в на-
сосах на нерасчетных режимах наиболее реальным путем решения этой задачи яв-
ляется путь обобщения характеристик выполненных насосов с использованием в ка-
честве обобщающих параметров таких, которые кардинально влияют на вид этих
характеристик.
В рассматриваемом способе расчета характеристик обобщающим параметром
для напорной характеристики Н—Q принят расходный параметр насоса
характеристики Н—Q принят расходный параметр насоса
<7=-?-ctgP2.
и2
где Рг — угол лопасти на выходе.
Напорная характеристика в относительных координатах Н—Q строится по
уравнению
Я= 1,06 + 0,&7р (1 — Q) —0,296(0,55 —Q)2, (275)
где qD — расходный параметр насоса на расчетном (оптимальном) режиме; Н =
Н ъ Q
= -ту— и Q = -----относительные напор и расход.
Нр Чр _ _
Зависимость относительного к. п. д. т] насоса от относительного расхода^
выражается в виде полинома:
П = 2.67Q — 2.66Q2 + 1,46Q3 — 0.6Q4 + 0,13Q®. (276)
Формулы (275) и (276) можно применять для одноступенчатых насосов с одно-
завитковыми спиральными отводами и закрытыми колесами в диапазоне Q = 04-1,4.
Мощностные характеристики насосов в относительных координатах W—Q
рассчитываются по формуле ___
N = . (277)
*1
136
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Рис. 81. Характеристики насосов в отно-
сительных величинах
насоса с колесом одностороннего входа,
работающего на вязких жидкостях при
2875 об/мин (v — кинематическая вязкость
жидкости в см2/сек}
На рис. 81 показаны характерис-
тики Н, т) и N, построенные по при-
веденным выше формулам. Нетрудно
заметить, что вид напорной и мощност-
ной характеристик в относительных
координатах определяется расходным
параметром qp. С увеличением qp на-
пор Н и мощность N возрастают в об-
ласти Q<C Qp и уменьшаются в обла-
сти Qp. Более полагая мощност-
ная характеристика соответствует на-
сосам с большими значениями пара-
метра qp.
Для определения относительных
напора и мощности насоса на режиме
холостого хода (Q = 0) можно пользо-
ваться формулами:
7?ж = 0.48 (1,21+<?р)(1-<7р); (278)
А/
-1^- = 0,3 (1,21 + qp). (279)
53. ВЛИЯНИЕ ВЯЗКОСТИ
ПЕРЕКАЧИВАЕМОЙ ЖИДКОСТИ
НА ФОРМУ ХАРАКТЕРИСТИК
ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
У лопастных насосов форма харак-
теристик зависит от вязкости перека-
чиваемой жидкости.
На рис. 82 приведены характе-
ристики Н — Q; N—Q и т]—Q центро-
бежного насоса с коэффициентом бы-
строходности ns = 82, построенные по
результатам испытаний на жидкостях
различной вязкости [31 ]. Из этого ри-
сунка видно, что при ^перекачивании
более вязких жидкостей напор и подача
насоса на режиме максимального
к. п. д. уменьшаются, а мощность воз-
растает. Уменьшение напора и подачи
объясняется увеличением потерь на
трение с ростом вязкости перекачивае-
мой жидкости, а возрастание мощно-
сти происходит главным образом из-за
увеличения дисковых потерь.
Сведения о вязкости различных
жидкостей приведены в работах [5; 37].
Характеристики насосов, перека-
чивающих вязкие жидкости, обычно
строятся путем пересчета характерис-
тик, полученных при работе насосов
на воде. Пересчет характеристик про-
изводится с помощью ряда опытных
поправочных коэффициентов. В настоя-
щее время имеется несколько способов
пересчета [3; 31; 34 и др.]. Это вы-
ВЛИЯНИЕ ВЯЗКОСТИ ПЕРЕКАЧИВАЕМОЙ ЖИДКОСТИ
137
звано исключительной сложностью и недостаточной изученностью явлений, про-
исходящих в насосах при перекачивании жидкостей повышенной вязкости.
Рассмотрим способ пересчета характеристик, изложенный в работе [3]. Пересчет
характеристик центробежных насосов с воды на вязкие жидкости производится при
помощи опытных поправочных коэффициентов /(q, Кн н Эти поправочные ^коэф-
фициенты для насосов с коэффициентами быстроходности ns = 50ч-130, построен-
ные на основании данных испытаний, представлены на рис. 83 в функции от числа
Рис. 83. Зависимость поправочных коэффициентов от числа Re
Число Рейнольдса может быть выражено уравнением
Re = —, (280)
V ’
где D — линейный размер в см; v — скорость в см/сек; v — кинематическая вязкость
в см2/сек.
Так как скорость v пропорциональна отношению СЦВэкв, то число Re может быть
выражено через подачу и эквивалентный диаметр рабочего колеса D3Ke насоса:
Re = -2₽_10з. (281)
D3Kev
где Qp — подача насоса при максимальном к. п. д. в л/сек.
Эквивалентный диаметр может быть определен из уравнения
kDIk6
= лР2М2, (282)
где D2 — внешний диаметр рабочего колеса в см; Ь2 — ширина лопасти рабочего
колеса на внешнем диаметре в см; k2 — коэффициент стеснения сечения рабочего
колеса лопастями на выходе.
Получим (в см)
D3Ke = (283)
Излагаемый способ пересчета характеристик основан на следующих предпосыл-
ках, подтвержденных опытными данными.
1. При постоянном числе оборотов характеристики Н—Q с увеличением вяз-
кости жидкости изменяются так, что коэффициент быстроходности на режиме мак-
симального к. п. д. остается постоянным:
___ 3,65м _ 3,65п l/"Q2 /под \
s“ ~ • ( ’
Индексы 1 и 2 относятся к жидкостям различной вязкости.
138
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Из выражения (284) следует, что
Qi \нг ) '
(285)
Равенство (285) имеет важное значение. Из него следует, что для вычислений, от-
носящихся к режиму максимального к. п. д., при перекачке вязких жидкостей до-
статочно знать только один опытный поправочный коэффициент (для напора или
подачи), а второй может быть определен с помощью этого равенства.
2. При постоянном числе оборотов и переменной вязкости жидкости характе-
ристика Н—Q с увеличением вязкости падает, но напор при нулевой подаче остается
неизменным. Таким образом, чем больше вязкость перекачиваемой жидкости, тем
круче характеристика Н—Q (см. рис. 82).
3. В случае работы насоса с постоянным числом оборотов потребляемая им мощ-
ность при перекачивании вязких жидкостей возрастает примерно на одну и ту же
величину в широком диапазоне изменения подачи (см. рис. 82).
4. Поправочные коэффициенты и/<т]» определяемые по графику на рис. 83
для числа Re, вычисленного по формуле (281), практически могут быть приняты по-
стоянными в диапазоне от Q = 0,8Qp до Q = l,2Qp.
Из графиков, приведенных на рис. 83, следует, что в области Re> 7‘Ю3 зна-
чения коэффициентов Kq и Кн близки к единице, т. е. в этой области увеличение
гидравлических потерь при пересчете с воды на вязкие жидкости незначительно.
Кривая же /Сц понижается в этих пределах значительно, что объясняется увеличе-
нием потерь на дисковое трение. Для режимов с Re<3 7* 103 гидравлические потери
интенсивно возрастают и являются существенным фактором, влияющим на снижение
к. п. д. насоса.
Подача, напор и к. п. д. насоса, работающего на вязкой жидкости, определяются
по формулам:
Q,.x = KqQ,\ (286)
= (287)
Лв. ж = КтрЪ (288)
Индексы в. ж и в относятся к вязкой жидкости и воде.
По формулам (286) — (288) определяются точки характеристик Н—Q и т]—Q
насоса при работе его на вязкой жидкости. Выполняя расчет для 0,8Qp, Qp и l,2Qp,
получим для каждой из этих характеристик три точки. На режиме холостого хода
т) = 0 и Нв, ж = Hs. Таким образом, для изображения характеристик H—Q и т]—Q
имеем по четыре точки, что вполне достаточно.
Для построения характеристики N—Q определяется потребляемая мощность
(в л. с.)
Л г _ Qe. ж^в. жУв. Ж /nQQ\
N~ 75П,.ж1000 ’ <289)
W Ув.ж в кГ/м3\ Qe. ж в л/сек', Нвж в м. ст. жидкости.
Построение кривой мощности в области рабочих режимов насоса обычно произ-
водится по трем точкам.
Заметим, что, так как возрастание мощности насоса при переходе от перекачи-
вания воды к перекачиванию вязкой жидкости остается постоянным в широких
пределах изменения подачи, характеристики N—Q для воды и вязкой жидкости
будут располагаться параллельно. Поэтому часто ограничиваются определением
мощности при работе насоса на вязкой жидкости только для режима максимального
к. п. д. Нанося эту точку на график и проводя через нее линию, параллельную ха-
рактеристике мощности насоса для воды, получают характеристику N—Q насоса
для вязкой жидкости.
Рассмотрим пример пересчета характеристик насоса с воды на вязкую жидкость.
Даны характеристики центробежного насоса марки ЗНК, испытанного на воде (v =
= 0,01 см2!сек) при 2900 об/мин (рис. 84, кривые /). Требуется построить характе-
ВЛИЯНИЕ ВЯЗКОСТИ ПЕРЕКАЧИВАЕМОЙ ЖИДКОСТИ
139
ристики этого насоса при работе на нефтепродукте с вязкостью v = 4,5 см2/сек (у =
= 940 кГ/м2).
Основные размеры рабочего колеса насоса ЗНК: внешний диаметр D2 = 21 см\
ширина лопасти Ь2 = 1,2 см\ толщина лопасти, на внешней окружности 62 = 0,8 см\
число лопастей z = 8.
Коэффициент стеснения
k2 = t?-±2= nD2-62z (290)
Г 2 пи 2
где /2 — шаг лопастей на внешнем
диаметре рабочего колеса.
Следовательно,
* = я21 - ° 8 8 = 0,9.
2 л21
Эквивалентный диаметр [рабочего
колеса
Рис. 84. Характеристики насоса ЗНК на
воде и вязком нефтепродукте при п =
= 2900 об/мин
Вэкв — V 4D2^2^2 —
= /4-21.1,2.0,9 = 9,55 см.
Подача насоса Qp = 24 л/сек (определяется по рис. 84 при максимальном к. п. д.)*
Число Рейнольдса
Re = -=^S- 103 = 24 103 = 5,6. юз.
D3Kev 9,55-4,0
Дальнейший расчет выполняем в табличной форме для Q = 0, Q = 0,8Qp, Q =
= Qp и Q= l,2Qp (табл. 21).
Таблица 21. Результаты пересчета характеристик насоса ЗНК
Параметры Q = 0 Q = 0,8Qp = = 19,2 л/сек Q = QP = = 24]л/сек <г = 1.2<? = = 29 л/сек
Н в м 52,0 55,0 49,5 41
П 0 0,75 0,77 0,74
v в см2/сек 4,5 4,5 4,5 4,5
D3Ke в см 9,55 9,55 9,55 9,55
Re 5,6- 10а 5,6-10а 5,6-10а 5,6-102
гл Qe. Ж Kq= Q. — 0,79 0,79 0,79
ьг ^4. Ж Кн~ Нв — 0,86 0,86 0,86
К — ж П Па — 0,46 0,46 0,46
Qe- ж 0 15,2 19,0 22,9
Нв,ж 52,0 47,2 42,5 35,3
Па. ж 0 0,345 0,355 0,34
140
ХАРАКТЕРИСТИКИ, РЕГУЛИРОВАНИЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
На основании данных табл. 21 строим характеристики Н—Q и т]—Q для нефте-
продукта заданной вязкости (кривые 2 на рис. 84).
Потребляемая насосом мощность на режиме максимального к. п. д.
д; _ Qe. жНв. жУв. ж _ 19-42,5*940 _
75т]в. ж 1000 75 0,355-1000 ‘ '
Точку, соответствующую данной мощности, наносим на график (рис. 84). Про-
водя через эту точку линию, параллельную характеристике N—Q для воды, получим
мощностную характеристику насоса при перекачивании им нефтепродукта вязкостью
v = 4,5 см2!сек (кривая 2). На этом построение характеристик заканчивается.
54. ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧНОСТИ
СОВМЕСТНО РАБОТАЮЩИХ НАСОСОВ [19]
Рассмотрим сначала случай параллельной работы насосов. Предположим, что
параллельно работают три насосса и что рабочие параметры каждого из них Я, т]
и N известны. Тогда суммарная полезная мощность совместно работающих насосов
составит
S Nn=-^2-(G1H1 + G2H2 + G3H3), (291)
а суммарная потребляемая мощность будет равна
2 N = JVX + N2 + N3.
Средний полный к. п. д. параллельно работающих насосов
G1H1 + GtHt + G3H3
Пер~ О1Я1 . G2H2 •
111 П2 Пз
(292)
(293)
Так как параллельное соединение насосов применяется для регулирования по-
дачи жидкости в сети и при этом величины напоров существенно не отличаются друг
от друга, то для упрощения можно принять Нг = Н2 = Н3 = Н. Тогда уравнение
(293) примет вид
„_____^1 ^2 + G3
Пер~ Gt G2 G3
(294)
П1 Пг Пз
Из рассмотрения этой формулы видно, что для обеспечения возможно большей
экономичности параллельно работающих насосов при переменной подаче жидкости
в системе необходимы следующие условия:
1) насосы больших мощностей должны работать в режимах с наибольшим к. п. д.;
2) подача жидкости в сеть должна регулироваться насосом наименьшей мощ-
ности;
3) желательно, чтобы изменение режима работы регулируемого насоса не вызы-
вало существенного изменения его к. п. д. или чтобы отношение полезной мощности
этого насоса к его к. п. д. оставалось постоянным в диапазоне наиболее вероятных
режимов работы.
Экономичность последовательной работы насосов может быть оценена с помощью
уравнения (293). Так как при последовательной работе
Gi = G2 = G3 = G,
то уравнение (293) примет вид
_ + #2 + Н3 /295)
’ll Лз Лз
ГЛАВА VI
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ*
55. ТИПЫ КОНЦЕВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Концевые уплотнения являются весьма ответственными конструктивными эле-
ментами современных насосов. Особую сложность представляет уплотнение мест
выхода вала из корпуса насоса при высоких давлении и температуре жидкости, а
также при глубоком вакууме. Прогресс в создании некоторых специальных типов
насосов находится в прямой зависимости от работоспособности концевых уплотне-
ний [21].
В настоящее время имеется много типов и конструкций концевых уплотнений
лопастных насосов. Наибольшим разнообразием отличаются уплотнения центро-
бежных насосов, так как эти насосы строятся на самые различные параметры и для
различных условий работы.
По принципу действия концевые уплотнения современных центробежных на-
сосов можно разделить на контактные, бесконтактные и комбинированные. К кон-
тактным уплотнениям относятся сальниковые, торцовые и плавающие, к бесконтакт-
ным — щелевые, лабиринтные и динамические. Комбинированные уплотнения со-
держат в себе элементы контактных и бесконтактных типов уплотнений.
56. САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
Сальниковые уплотнения отличаются простотой конструкции и не требуют осо-
бого обслуживания. Они являются наиболее распространенными в насосостроении.
Простейшая конструкция сальника показана на рис. 85, а. В корпусе насоса
в месте выхода из него вала имеется коробка 1, куда вставляются разрезные мягкие
набивочные кольца 2, прижимаемые нажимной втулкой 3. Набивка, сжимаемая
втулкой, раздается в стороны и прижимается к поверхности вала и к внутренней
поверхности сальниковой коробки. Этим достигается уплотнение зазора между
вращающимся валом и неподвижным корпусом.
В насосах, подающих горячую воду, может происходить сильный нагрев вала и
деталей сальника, что приводит к быстрому износу набивки и нарушению плотности
сальника. В таких случаях сальник выполняют с охлаждающими полостями аг
через которые пропускают холодную воду (рис. 85, б). Со стороны всасывания часто
применяют сальники с гидравлическим затвором (рис. 85, а).
Набивку для сальников чаще всего делают в виде шнуров квадратного сечения,
выполненных из хлопчатой бумаги, пеньки, льна, асбеста и др. Набивку пропиты-
вают смазкой из графита и технического жира или консистентной смазкой, воском
с добавкой порошковых материалов, а также различными резиновыми смесями и
синтетическими смолами и др. В некоторых случаях для повышения прочности на-
бивки волокнистые основания комбинируют с различными цветными металлами и
их сплавами.
Коэффициент трения набивки (0,01—0,1) зависит от сорта набивки и состояния
поверхности вала.
Для надежной работы сальника необходимо, чтобы через него вдоль вала проте-
кало незначительное (измеряемое каплями) количество жидкости для отвода тепла,
выделяющегося в результате трения, а также для смазки набивки. Слишком боль-
шая течь через сальник нежелательна не только из соображений эксплуатационных
неудобств, но и потому, что при этом вымывается графит или жир и волокнистый
материал набивки остается без пропитки.
* По/робно об уплотнениях см. работы [6; 10; 11; 15; 21 и др.].
142
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Удовлетворительная работа набивочного сальника зависит от качества изготов-
ления и установки набивки. В месте разреза кольца поверхности его должны сопри-
касаться, а стыки смежных колец должны быть расположены под углом 90—180°.
Перед установкой набивки необходимо проверить состояние вала и корпуса
сальника и свести к минимуму возможные биения вала. Следует помнить, что бие-
ние и особенно вибрация вала часто являются основной причиной выхода из строя
сальниковых уплотнений.
Рис. 85. Сальниковые уплотнения:
а — обычный сальник; б — охлаждае-
мый сальник; в — сальник с гидрав-
лическим затвором
Часто в местах уплотнения на вал насаживают защитную втулку (рубашку).
Чтобы уменьшить износ втулки, поверхность ее должна быть гладкой, обладать до-
статочной твердостью и стойкостью против задиров и коррозии.
Расчеты сальниковых уплотнений весьма приближенны, так как на их работу
влияет большое число различных факторов, которые сами по себе являются весьма
неопределенными [21].
Для проектирования сальниковых уплотнений важно знать, как изменяется
давление на поверхность вала по длине. Эту задачу можно решить теоретически,
рассматривая условия равновесия кольцевого элемента набивки шириной dx
<рис. 86):
— л (Я2 — г2) dox = 2л (Rfmp! + rfmp 2) ог dx,
где R— внутренний радиус сальниковой коробки; г — радиус защитной втулки;
fmpi и fmpi — коэффициенты трения набивки по корпусу и валу (втулке); ал и ах —
радиальные и осевые напряжения.
Принимая or = аах, где а — коэффициент пропорциональности, получим
Лвх _ Rfmp 1 + rfmp 2
0Х ~~ 2 Я2 — г2
САЛЬНИКОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
143
Проинтегрировав последнее уравнение при условии, что на границе х = I
имеем ох рх (иначе набивка будет отходить от опорной втулки), найдем
ох = Pie Rt~r‘
(/-*)
(296)
где I — длина набивки.
Это выражение упростится, если принять приближенно fmpl = fmp2 = fmp-
vX = Pie b ;
2af__—-
' mP b
<yr=aple
(297)
где b — поперечный размер уплотни-
тельного кольца.
Зависимости (297) показывают, что
напряжения ох и ол достигают макси-
мальных значений при х = 0.
Давление набивки на вал соответ-
ствует напряжению ол и при х = Q до-
ставляет
ог0 = <5rieafmPl = ао0. (298)
/
где i = —— число уплотнительных
колец квадратного сечения; ол/ = apv
соответствует х = Z; а0 — ах=о =
2afmni
= Р\е тР .
Рис. 86. Схема изменения радиальных
напряжений ог и давления р уплотняемой
среды по длине набивки сальникового
уплотнения.
Если принять a — 0,5; fmp = 0,1 и i = 6, то получим
Ого = 1.82ол/,
т. е. давление на вал со стороны нажимной втулки (х = 0) почти в два раза больше,
чем с внутренней стороны, причем это различие растет с увеличением коэффициентов
а и fmp и числа колец I. Чрезмерное давление приводит к быстрому износу защитной
втулки под первым кольцом и является основной причиной, ограничивающей срок
службы уплотнения. В связи с этим сальниковые уплотнения с числом колец больше
семи практически не применяются. В работе [21 ], посвященной высоконапорным цен-
тробежным насосам, рекомендуется ставить в сальниковое уплотнение не более двух-
четырех уплотнительных колец.
Используя выражения (297) и (298), можно получить формулу для мощности
(в кет), теряемой на трение [21]:
Nmp = 3,22-юАЛа, (1 — е 2afmp‘),
(299)
где п в об!мин\ о0 в кГ/см2\ г в см, b в см. Для ориентировочного подсчета мощности
принимают fmp = 0,014-0,1; a 0,5.
Чтобы обеспечить более равномерное распределение радиальных напряжений
по длине пакета набивки, целесообразно выполнять торцовую поверхность нажимной
втулки с наружным, а опорной втулки с внутренним конусом (рис. 87). При этом
кольца, прилегающие к нажимной втулке, несколько разгружаются, а у опорной
втулки подгружаются. Угол конусности рекомендуется выбирать равным 60—80°
144
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Значительного увеличения срока службы сальниковых уплотнений можно до-
стичь, выполняя сальниковую коробку так, чтобы уплотнительные кольца распола-
гались под углом к оси вала (рис. 88). Такие уплотнения следует особенно рекомен-
довать при повышенном давлении уплотняе-
мой среды. Нужно только иметь в виду, что
они требуют обязательной предварительной
опрессовки сальниковой набивки [21].
Рис. 88. Сальник с уплотнитель-
ными кольцами, расположен-
ными под углом к оси вала
Рис. 87. Способ выравнивания радиальных
напряжений по длине набивки
57. ТОРЦОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
В насосостроении находят все более широкое применение так называемые тор-
цовые (механические) уплотнения. По сравнению с сальниковыми они имеют сле-
дующие преимущества:
а) могут нормально работать даже при несколько повышенной вибрации ро-
тора;
б) имеют большую долговечность, чем сальниковые уплотнения;
в) не требуют постоянного ухода, что особенно ценно для автоматизированных
производств;
г) могут применяться для более широких
диапазонов давлений и окружных скоростей.
Существенным недостатком торцового
уплотнения является необходимость особо
тщательного его изготовления.
Торцовое уплотнение (рис. 89, а) состоит
из нагруженного пружиной 1 уплотнитель-
ного кольца 2, изготовленного из мягкого
антифрикционного материала, и контакти-
рующего с ним по торцу металлического
опорного кольца (буксы) 4 высокой твердо-
сти. Уплотнительное . кольцо или крепится
к вращающемуся валу, или соединяется с не-
подвижным корпусом; опорное кольцо в пер-
вом случае крепится в корпусе, а во вто-
ром— на вращающемся валу. При этом одно
из колец должно иметь свободу перемещения
вдоль оси, благодаря чему оно с помощью
пружины 1 может быть прижато ко второму
Рис. 89. Схемы торцовых уплотне-
ний
кольцу.
Пружина создает предварительное контактное давление на поверхностях колец,
достаточное для предотвращения утечек жидкости при нулевом или близких к нему
давлениях жидкости. По мере увеличения давления перекачиваемой жидкости к уси-
лию пружины /, нагружающему подвижное кольцо 2, добавляется усилие неуравно-
вешенного давления жидкости в камере со стороны пружины, благодаря чему кон-
ТОРЦОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
145
тактное давление (удельная нагрузка) скользящей пары будет повышаться пропор-
ционально увеличению давления рабочей среды.
Уплотнение подвижного элемента (кольца) по поверхности осевого скольжения
осуществляется с помощью круглого резинового кольца 3 или других уплотнитель-
ных колец и манжет, а также мембран [5].
• Для уменьшения контактного давления и силы трения применяют разгружен-
ные уплотнения (рис. 89, б). В этом уплотнении подвижное кольцо помещено на утол-
щенной части вала диаметром d, большим внутреннего диаметра контактирующей
части данного кольца, вследствие чего и достигается разгрузка. Подобные уплотне-
ния могут работать при давлении до 300 кПсм2 и выше [5].
Различают торцовые уплотнения с внешним и внутренним подводом жидкости
к уплотняющей щели. Расположение уплотнительной пары по отношению к уплотняю-
щей среде на герметичность не оказывает заметного влияния. Однако при внутрен-
нем подводе упрощается компоновка уплотнения. Следует учитывать, что при вну-
треннем подводе несколько ухудшаются условия работы уплотнения в части абра-
зивного износа деталей пары, поскольку центробежная сила в этом случае способст-
вует проникновению абразивных частиц в зазор.
Для обеспечения надежной работы уплотнения необходимо правильно выбирать
материал уплотнительного кольца 2 и опорного кольца 4 (рис. 89, а). Хорошие ре-
зультаты получаются при изготовлении одной детали из бронзы, текстолита или
графитизированного угля, а другой — из закаленной стали, чугуна или бронзы
{25 J. Для работы при высоких температурах и давлениях применяют твердые по-
крытия из сплавов типа стеллита или карбида вольфрама в паре с металлами, за-
щищенными различными неметаллическими покрытиями из керамики, фторопласта,
полиамидных смол и др. [5].
В уплотнениях типа, показанного на рис. 89, б, площадь (D2 — ^2),
на которую действует давление жидкости, прижимающее подвижное кольцо к не-
подвижному, меньше площади F = -j- — ^1)» по которой происходит скользн-
ут
щий контакт уплотнительной пары. Отношение -—г = Ку называется коэффициен-
том уравновешивания, а обратная ему величина \/Ку — степенью разгрузки уплот-
нения. Правильным подбором отношения FJF можно получить поверхностное кон-
тактное давление колец ниже удельного давления рабочей среды даже без учета раз-
гружающего действия давления жидкости в зазоре между кольцами и одновременно
обеспечить требуемую герметичность соединений и минимальные потери трения.
Если предположить, что непосредственный контакт поверхностей скользящей
пары отсутствует (действующие силы уравновешены) и что течение жидкости в за-
зоре подчиняется гидродинамическому закону, условие равновесия осевых сил, при-
ложенных к подвижному элементу, будет иметь вид [5]
PcpF = bpF1±T-Pnp--=0, (300)
где рср — среднее давление жидкости в зазоре между прилегающими поверхностями
колец; Др = Pi — р2 — перепад давления (pY — давление уплотняющей среды;
р2 — давление в полости низкого давления); если полость низкого давления соеди-
нена с атмосферой, то Др = рр, Т — сила трения подвижного элемента; Рпр — уси-
лие затяжки пружины.
В правильно сконструированном уплотнении сумма Т + Рпр обычно не пре-
вышает 5—8% гидравлического.осевого усилия, действующего на площади подвиж-
ного элемента, поэтому можно принять
±Т — Рпр = 0.
Тогда уравнение (300) примет вид
Pcp-Pl—---------D2_p2 ’ (301>
Ю И. А. Чиняев
146
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Допуская, что распределение давления жидкости в зазоре в радиальном на-
правлении по ширине —2 уплотняющей поверхности будет линейным (это будет
справедливо при условии параллельности поверхностей, образующих зазор)»
можно написать
Рср = -у- •
Рис. 90. Торцовое уплотнение насоса ЦН150-200
В соответствии с этим равновесие сил давления жидкости на уплотнительное
кольцо, с учетом указанного расклинивающего действия жидкости при линейном
распределении давления в зазоре наступит при условии, когда
K-Fl
Ку — р
D\-D\
= 0,5.
При этом значении коэффициента уравновешивания плотность контакта, тре-
буемая для сохранения герметичности, достигается лишь действием натяжения пру-
жины.
Принимая во внимание, что распределение давлений в зазоре может быть не-
линейным, коэффициент уравновешивания Ку обычно выбирают больше 0,5. В про-
тивном случае усилие давления жидкости в зазоре может превысить усилие прижа-
тия колец и уплотнение «раскроется». Оптимальными являются значения Ку =
= 0,554-0,8 [21]. Однако в некоторых случаях уплотнения хорошо работают при
Ку = 0,4 [5].
Конструктивное выполнение торцовых уплотнений довольно разнообразно.
В качестве примера на рис. 90 показано торцовое уплотнение центробежного
насоса ЦН 150-200 (подача 150 м3/ч\ давление нагнетания 200 атм), используемого
ПЛАВАЮЩИЕ УПЛОТНЕНИЯ
147
в нефтедобывающей промышленности для законтурного обводнения нефтяных
пластов [21].
Жесткий элемент 8, изготовленный из стали Х12 (HRC 60), закреплен на гильзе 1
гайкой 9. Аксиально подвижной элемент 7 установлен в крышке 2 уплотнения и имеет
кольцо из бронзы Бр.ОС5-25, вклеенное в него эпоксидной смолой. В крышке 2
расположено по окружности восемь пружин 3 с общим усилием 16 кГ, Аксиально
подвижной элемент центрирован по резиновому кольцу круглого сечения и имеет
свободу осевых и угловых перемещений для компенсации износа и торцовых биений
уплотняющей поверхности Т. Штифт 10 фиксирует упругий элемент от поворота.
Разрезное кольцо 4 обеспечивает комплектность неподвижного узла уплотнения.
Крышка уплотнения вместе со всеми установленными на ней деталями прикреплена
к корпусу насоса болтами 6. Для правильной установки торцового уплотнения на
насос предусматривается контрольный размер между торцовой поверхностью же-
сткого элемента 8 и базовой поверхностью корпуса насоса (а = 35 мм). Кольцо 5 —
вспомогательное и служит в качестве проставки. Неподвижные соединения уплот-
нены резиновыми кольцами круглого сечения. Уплотнение имеет гидравлическую
разгрузку. Коэффициент уравновешивания Ку^0,7.
Для обеспечения протока воды и охлаждения узла уплотнения вода из отбора
первой ступени под давлением, примерно на 0,5 ат превышающим уплотняемое, по-
дается в камеры уплотнений. Благодаря этому часть воды возвращается с одной сто-
роны во всасывающую полость, с другой — в камеру после пяты, которая тоже соеди-
нена со всасывающей полостью. Таким образом отводится часть тепла, выделяемого
в паре трения.
Число оборотов ротора равно 3000 об/мин, давление уплотняемой воды 25—30 ат^
58. ПЛАВАЮЩИЕ УПЛОТНЕНИЯ
Для работы при больших давлениях и окружных скоростях постепенно внедря-
ются плавающие уплотнения.
На рис. 91 показана схема уплотнения с плавающими кольцами. В корпусе 1
уплотнения расположены неподвижные кольцевые втулки 2, к которым прилегают
плавающие кольца 3, установленные на валу с малым радиальным зазором. Кольца
могут свободно перемещаться в радиальном направлении, но фиксированы отно-
сительно окружных перемеще-
ний. Давлением уплотняемой
жидкости кольца прижимаются
к неподвижным втулкам.
Для обеспечения предвари-
тельного контакта между коль-
цом и втулкой обычно ставят
несколько спиральных пружи-
нок. При этом торцовые поверх-
ности работают как торцовое
уплотнение без относительного
вращения в паре трения. Ради-
альный зазор между кольцом и
валом выполняет роль самоцен-
тирующего щелевого уплотне-
ния. Таким образом, рассматри- Рис. 91. Схема уплотнения с плавающими коль-
ваемая конструкция представ- цами
ляет собой комбинацию двух
распространенных типов уплотнений (торцового и щелевого), работающих в об-
легченных условиях. Способность уплотнительного кольца центрироваться относи-
тельно вращающегося вала позволяет выполнять малыми радиальные зазоры и тем
самым значительно снизить протечки уплотняемой среды, не опасаясь быстрого
механического износа.
Расчет плавающих уплотнений обычно сводится к определению удельных давле-
ний на контактных поверхностях.
10*
148
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Если допустить, что между контактными поверхностями слой жидкости от-
<утствует, то среднее давление на контактной поверхности n-го кольца можно рас-
считать по формуле
Pep. П~ Рп~\~ ^Рп р 9 (302)
где рп — давление перед n-м кольцом; F — площадь контактной поверхности;
— площадь свободной поверхности; &рп= Рп — Pn+i — перепад давления
на n-м кольце.
Из этой формулы видно, что наиболее нагруженными являются внутренние
кольца.
Рис. 92. Разгрузка торцовой пары Рис. 93. Гидравлическое уравнове-
плавающего уплотнения внешним дав- шивание плавающего кольца
лением
Обычно Fj < F, так что вторым слагаемым в формуле (302) можно пренебречь
и считать
Рср. п = Рп- (303)
Если исходить из того, что в торцовом зазоре имеется слой жидкости и давление
в нем изменяется по линейному закону, то получим следующую расчетную фор-
мулу [21 ]
= (304)
р
Пренебрегая величиной < 1, получим
г
1 А
Рср. п — “у &рп.
(305)
В отличие от предыдущего случая здесь все кольца нагружены одинаково.
В общем случае режим работы уплотнений представляет что-то среднее между
режимами сухого и гидродинамического трения. При этом удельное давление рср
будет зависеть как от перепада давления на кольце, так и от абсолютной величины
давления перед кольцом.
Так как более благоприятным режимом работы уплотнительных колец является
режим жидкостного трения, необходимо использовать все возможные конструктивные
меры, способствующие установлению такого режима.
Для автоматической установки необходимого торцового зазора можно
рекомендовать устройство, схематически показанное на рис. 92. Давление от
внешнего источника 1 через дросселирующий канал 2 подводится к камерам 3
в неподвижных втулках. «Такое уплотнение может работать в статическом
и динамическом режимах. Если подводимое давление не раскрывает стык, в ка-
мерах устанавливается постоянное статическое давление, которое уменьшает
ДИНАМИЧЕСКИЕ УПЛОТНЕНИЯ.
149
удельное давление в стыке. Если подводимое давление повышать настолько,
что стык раскроется, давление в камере уменьшится на величину давления,
дросселируемого в канале. При этом установится зазор, который в дальнейшем
будет поддерживаться автоматически.
Еще один способ разгрузки торцового стыка показан на рис. 93. Плавающее
кольцо выполнено так, что контактная поверхность F больше поверхности на
которой возникает прижимающая сила. Соответствующим выбором размеров можно
добиваться полной гидравлической уравновешенности плавающего кольца.
Материалы плавающих уплотнений должны обладать хорошими антифрикцион-
ными свойствами, быть стойкими против эрозии и задирания. Контактные торцо-
вые поверхности уплотнительных колец и втулок притираются.
59. ЛАБИРИНТНЫЕ УПЛОТНЕНИЯ
В центробежных насосах большой мощности широкое применение находят ла-
биринтные концевые уплотнения. Они отличаются большой надежностью при лю-
бых рабочих давлениях, окружных скоростях и температурах перекачиваемой жидко-
сти.
На рис. 94 показана схема лаби-
ринтного концевого уплотнения пита-
тельного насоса. Оно представляет
собой совокупность щелевых уплотне-
ний, разделенных гидравлическими
затворами и разгрузочными камерами.
Недостатком лабиринтных конце-
вых уплотнений является то, что их
работа сопровождается большими по-
терями энергии, связанными с затра-
тами мощности на подвод конденсата,
охлаждающего уплотнения. Кроме „ л, „ *
того, питательную воду и конденсат из ^ис* 94. Лабиринтное уплотнение пита-
разгрузочных камер отводят в деаэра- тельного насоса
тор, минуя подогреватели низкого
и высокого давления, что ухудшает тепловую схему турбоустановки [21].
Расчет лабиринтных концевых уплотнений заключается в определении гидравли-
ческих сопротивлений гладких или лабиринтных цилиндрических щелей. При этом
используется методика, применяемая при расчете уплотнений проточной части центро-
бежных насосов.
60. ДИНАМИЧЕСКИЕ УПЛОТНЕНИЯ
Основным элементом динамических уплотнений является встроенный в узел
.уплотнения простейший насос того или иного типа. Насос, получая энергию от
вращающегося вала, создает противодавление, не позволяющее жидкости вытекать
через зазор между валом и корпусом.
Главным достоинством динамических уплотнений является то, что они создают
полную герметичность, поэтому они прежде всего применяются в насосах, пере-
качивающих радиоактивные, взрывоопасные и т. п. жидкости. В этих уплотнениях
отсутствует механический износ, что обеспечивает большой срок службы и дает
возможность использовать их в автоматизированных производствах.
Существенным недостатком динамических уплотнений является то, что они
не уплотняют вал при стоянке машины.
Простейшая конструкция динамического уплотнения показана на рис. 95.
Нарезка на винте выполнена так, что при вращении винт сообщает жидкости ско-
рость, направленную внутрь корпуса, и тем самым препятствует вытеканию жидкости.
В лабиринтных насосах напор создается в результате передачи энергии от винта
к жидкости и вследствие вихреобразования на гребешках нарезки. Механизм пере-
дачи энергии сходен с механизмом турбулентного трения, поэтому напор насоса
150
КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
повышается с ростом интенсивности вихреобразования. Для интенсификации про*
цесса образования и отрыва вихрей в лабиринтных насосах предусматривают на-
резку канавок не только на валу, но и на втулке, причем в противоположных направ-
лениях.
Напор и мощность динамического уп-
лотнения при отсутствии протечек жидко-
сти определяют по формулам [12]:
Н = Кн
zl<i>2d
16ng ’
(306)
W = YW-^-tga. (307)
где Кн — коэффициент напора; г — число
заходов нарезки; — проходная пло-
щадь импеллера в сечении, перпендику-
лярном его оси; а — угол подъема резьбы;
I — длина нарезки; d — наружный диа-
метр нарезки (рис. 95).
Радиальный зазор, который в значи-
тельной мере определяет величину созда-
ваемого напора, не вошел в формулу (306)
в явном виде, так как при ее выводе не
учитывалось гидравлическое трение в ка-
налах. Влияние зазора, а также формы и
Рис. 95. Схема динамического уплот-
нения:
а — угол подъема резьбы; t — шаг нарез-
ки; b — ширина гребешка; h — глубина
нарезки; />0 — радиальный зазор; d— на-
ружный диаметр нарезки; I — длина на-
резки
параметров нарезки должно учитываться
коэффициентом напора Кц, определяемым экспериментально.
Более подробно сведения о динамических уплотнениях приведены в работах
Для уплотнения вала при стоянке машины устраивают так называемые стояноч-
ные уплотнения, обычно торцовые или манжетные. Данные о манжетных уплотне-
ниях приведены в работах [5; 37].
ГЛАВА VII
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ
ДЕТАЛЕЙ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
61. МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Корпус. Материал для корпуса насосов выбирается по соображениям прочности
и коррозионной стойкости. В насосах для пресной воды наиболее распространен-
ным материалом является чугун или углеродистая сталь — в зависимости от величины
механических напряжений.
Корпус, выполненный из литого чугуна, пригоден только для определенного
давления. Редко используются литые чугунные корпуса для давлений более 70 ат
и температур выше 170° С [19].
Чугунное литье утрачивает прочность на разрыв и становится очень хрупким
при низких температурах. По этой причине в насосах, перекачивающих жидкости
с низкой температурой, корпус обычно изготовляется из легированного чугуна
или литой стали.
Для внутреннего и наружного корпусов высоконапорных питательных и горячих
крекинговых насосов применяют 5%-ную хромистую кованую сталь (типа Х5М).
Эта сталь обладает повышенной по сравнению с углеродистой сталью коррозионной
стойкостью. Для защиты ответственных стыковых поверхностей от эрозионного
размыва металла в случае образования неплотности целесообразно наплавлять
эти места нержавеющей сталью 1X13 с подогревом и последующей термообработкой.
Лопаточные отводы и переводные каналы высоконапорных питательных и горячих
крекинговых насосов выполняются из литой нержавеющей стали 2X13 [16].
В насосах для морской воды корпуса по соображениям коррозионной стойкости
часто выполняются бронзовыми.
Материалы корпусов и других элементов проточной части насосов для хими-
ческих производств выбираются по ГОСТ 10168—68.
При расчете корпусов на прочность встречаются большие трудности вследствие
сложности их формы. Для приближенного расчета необходима схематизация формы
корпуса, приведение ее к виду, доступному для расчета. Вопросы расчета корпусов
насосов рассматриваются в работах [3; 21 и др.].
Расчет корпусов на прочность следует выполнять по величине наибольшего
давления (по характеристике насосов), а при паротурбинном приводе учитывать
также повышение давления, связанное с разгонным числом оборотов.
Толщина стенки литого наружного цилиндрического корпуса насоса, подвержен-
ного внутреннему давлению, должна быть не меньше вычисленной (в см) по фор-
муле [3]
5--2Т^;+“- (308>
где р — расчетное внутреннее давление в кПсм2\ De — внутренний диаметр кор-
пуса в см\ [о]р—допускаемое напряжение на растяжение ькГ!см2\а— прибавка
на коррозию к расчетной толщине стенки в см.
Эта формула применяется при 1,15, где DH— наружный диаметр ци-
линдра. При -=~-> 1,15 цилиндр рассчитывают как толстостенный сосуд по фор-
муле Ляме (в см) ________
х — De tgJp Р
Ьст 2 [а]р- Р
(309)
152
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Поправка на коррозию а принимается: для среды малой агрессивности 2 мм,
средней агрессивности — 4 мм, высокой агрессивности — 6 мм, для нейтральной
среды — 0,5—1 мм [3]. Допускаемые максимальные напряжения для материала
корпусов в кПсм2: для серого литого чугуна 250; для высокосортного чугуна 400;
для стального литья 800—1000; для легированной стали 1500—1800.
Толщина фланца корпуса обычно делается равной от 1,3 до l,5dcm. Прочность
фланца должна быть проверена расчетом.
Рабочие колеса. В качестве материала для колес насосов, работающих в благо-
приятных коррозионных условиях (pH > 8), может быть использован чугун, осо-
бенно модифицированный. В малоответственных насосах применяются колеса из
серого чугуна СЧ 15—32. В химическом насосостроении находят применение
кремнистые кислотоупорные чугуны, обладающие, однако, большой хрупко-
стью.
В зарубежной практике часто предпочитают иметь бронзовые колеса при пе-
рекачивании обычной воды, так как бронзу легко отливать в сборные кокильные
формы, ее легко обрабатывать, на ней можно получить более гладкие поверхности,
и, кроме того, бронза не корродирует. Однако нежелательно применять бронзовые
колеса в корпусах из литого чугуна, если перекачиваемая жидкость является элек-
тролитом. В таких случаях лучше использовать черные металлы. При нагревании
бронза расширяется приблизительно на 40% больше, чем сталь. Так как сборка
насосов производится в помещении при нормальной температуре, первоначальный
радиальный зазор между ступицей бронзового колеса и стальным валом увеличится
в рабочих условиях, если температура перекачиваемой жидкости выше температуры
в помещении. Это увеличение зазора может ослабить посадку рабочего колеса на
валу и создать возможность возникновения утечки и эрозии. Следует помнить,
что в осевом направлении рабочее колесо устанавливается и крепится при помощи
гаек или втулок, которые сами крепятся на валу при помощи наружных гаек. Если
осевое крепление произведено плотно при низкой температуре, неравномерное рас-
ширение втулки колеса и вала вызовет смятие втулки и может создать большие
напряжения в самом вале. Если крепление выполнено так, что затяжка произво-
дится при рабочей температуре, то рабочее ^колесо будет ослаблено при низких темпе-
ратурах и нет возможности установить его в осевом положении до тех пор, пока
насос не нагреется.
И, наконец, если существуют колебания рабочей температуры, невозможно
сохранить герметичность сборки при всех температурах без создания дополнительных
напряжений в деталях.
Эти явления исчезают, если материалы выбраны так, что линейное расши-
рение вала, рабочих колес и втулок происходит равномерно, т. е. их коэффи-
циенты линейных расширений одинаковы. По этим причинам бронза не исполь-
зуется для насоса, если температура перекачиваемой жидкости превышает
120° С [19].
Для рабочих колес питательных насосов широко используется литая хромистая
сталь.
По механическим свойствам, коррозионной стойкости и обрабатываемости ре-
занием хорошими качествами обладают нержавеющие стали марок 1X13 и 2X13.
Однако вследствие низких литейных качеств этих сталей необходимость получения
сложных тонкостенных отливок требует высокой культуры литейного производ-
ства [16].
Нержавеющая сталь обладает плохими антифрикционными качествами. Это
должно быть учтено в конструкции насадкой специальных колец в местах уплотне-
ний. Для повышения антифрикционных свойств нержавеющей стали ее следует
применять в улучшенном термообработкой состоянии (твердость по Бринелю
НВ 320—350) [16].
В крупных насосах в условиях, благоприятных в коррозионном отношении,
но при больших механических напряжениях рабочие колеса выполняются литыми
из углеродистой стали 25Л.
Основные напряжения в теле колеса центробежного насоса обычно возникают
под действием центробежных сил; они, как правило, меньше тех напряжений, ко-
торые возникают в тонком кольце с тем же наружным диаметром.
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ 153
Напряжения в тонком кольце могут быть определены (в кГ/см2) по формуле
а=10“4ри2, (31°)
где р — плотность материала; и2 — окружная скорость колеса.
Как известно, окружная скорость может быть приближенно выражена в функции
напора:
и2 & V2gH,
откуда (в кПсм?)
о^2«10-4ул(^. (311)
где Yjh — удельный вес материала в кГ/м3.
Если предварительная оценка напряжений не дает нужного запаса прочности,
необходимо произвести расчет колеса методами, принятыми для колес компрес-
сорных машин. При расчете прочности рабочих колес удобно пользоваться мето-
дикой, изложенной в работе [29].
Валы и защитно-уплотняющие кольца. Наиболее распространенным материалом
для вала является углеродистая сталь марки 35 или 45, а также конструкционная
легированная сталь 40Х или 40ХН. Для агрессивных жидкостей применяют валы
из нержавеющей стали 3X13. В том случае, если конструкция насоса требует при-
менения подшипников скольжения с баббитовой заливкой, на шейке вала следует
насадить защитные втулки из углеродистой стали, так как нержавеющая сталь
способна образовать задиры [16].
Защитно-уплотняющие кольца обычно изготовляются из бронзы. Однако кольца
могут выполняться также из литого чугуна, литой стали, нержавеющей стали не-
зависимо от того, сделано рабочее колесо из бронзы или из иного металла. Другие
металлы используются тогда, когда бронза не удовлетворяет по твердости или по
каким-либо другим требованиям [19].
Большая часть втулок валов изготовляется из бронзы. Если бронзовые втулки
оказываются неудовлетворительными вследствие их относительно низкой сопро-
тивляемости износу, применяется нержавеющая сталь. Втулка вала, которая защи-
щает вал в сальниковой коробке, должна изготовляться из материала, который
может подвергаться тщательной доводке, чтобы она хорошо работала в соприкосно-
вении с набивкой.
Крышки сальников могут изготовляться из чугуна или бронзы. Для насосов,
изготовленных полностью из черных металлов, могут применяться чугун илй сталь.
Размеры вала определяются из условий прочности и допустимой деформации
от статических и динамических нагрузок, а также исходя из критического числа
оборотов. В зависимости от типа конструкции, размеров и числа оборотов насоса
критерием для выбора окончательных размеров вала может явиться один из этих
трех параметров.
Выражение для критического числа оборотов вала (в об/мин) имеет вид
пхр = 300 (312)
где f — максимальная стрела прогиба в см.
Критическое число оборотов пкр двухопорного вала постоянного сечения, нагру-
женного сосредоточенными силами от веса рабочих колес, может быть вычислено
по формуле Дункерлея [3]
где пкр — первое критическое число оборотов ротора в минуту; пв — первое крити-
ческое число оборотов вала под влиянием собственного веса и веса втулок; пь п2 и
т. д. — первое критическое число оборотов для каждой нагрузки в отдельности.
1868
154
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Значения nlt п2 и т. д. определяются по формулам:
пв = 3001/4-; Л1 = 300 1/; п2 = 300 Т/и т. д., (314)
г 16 г /1 г [2
где /2 —статический прогиб под влиянием данной нагрузки.
Формулы (312) и (313) являются приближенными. При окончательных расче-
тах критических скоростей роторов, в особенности многоступенчатых насосов,
следует учитывать гидродинамические силы, возникающие в уплотнениях. Иссле-
дования показывают, что условия течения в узких кольцевых каналах щелевых
уплотнений оказывают решающее влияние на динамику ротора. Расчет критического
числа оборотов и условия обеспечения динамической устойчивости роторов центро-
бежных насосов с учетом сил, возникающих в уплотнениях, подробно рассмотрены
в работе [21].
Расчет валов на прочность и жесткость производится методами, излагаемыми
в руководствах по деталям машин. В общем случае валы центробежных насосов
рассчитываются на сложное сопротивление, изгиб и кручение. Основные расчетные
формулы и допускаемые напряжения для материалов валов приведены в справочном
пособии [37].
62. МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ОСЕВЫХ НАСОСОВ
а)
У осевых насосов корпус выполняется из отдельных частей, отлитых из чугуна.
Вал изготавливается из кованой стали, рабочее колесо~— из стального литья. Для
изготовления судовых осевых насосов широко используют бронзу.
Лопасти осевых насосов подвержены действию гидродинамических и центро-
бежных сил. Эти силы изгибают и растягивают лопасти. Таким образом, расчет
лопастей должен производиться на сложное сопротивление.
Деформации лопастей предполагаются
малыми. При малых деформациях расчет
лопастей на сложное сопротивление мож-
но производить исходя из принципа неза-
висимости действия сил.
При движении жидкости через рабо-
чее колесо на лопасть действует гидроди-
намическая сила Р (рис. 96, а), которая
может быть разложена на две составляю-
щие: осевую Р2 и окружную Ри.
Рис. 96. Изгиб лопастей гидродинамическими силами:
а —схема действия сил; б — изгибающие моменты
Величина изгибающего момента М2 от окружной силы Ри составляет [16]
M^-Lpr^R* (!-&) (315)
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ОСЕВЫХ НАСОСОВ
155
где р — плотность жидкости; Гх — циркуляция скорости вокруг одной лопасти;
vz — осевая составляющая абсолютной скорости; R — наружный радиус рабочего
колеса; d= — отношение радиуса втулки к наружному радиусу колеса.
К
Изгибающий момент вызванный осевой силой Pz, определяется по выра-
жению [16]
ми=-^- рГ1<о/?3
2 — 3d + d3 I\z / - - 1
------3--------
'(316)
ис — яапряже-
где о — угловая скорость.
На рис. 96, б изгибающие моменты изображены векторами. Максимальные
изгибающие напряжения имеют место в точках а, b и с : в точках b
ния растяжения,
в точке а — сжатия.
97. К определению момента сопротивления площади
Рис.
заделки лопасти: а — замена профиля равнопрочным пря-
моугольником; б — площадь заделки отъемной лопасти
рабочего колеса
Для их определения нужно знать величину изгибающего момента вокруг оси х
(рис. 96, б), значение которого можно подсчитать по формуле
= Mucosa + A4Z sin a. (317)
Максимальная величина напряжения растяжения от действия изгибающего
момента
°и max = , (318)
где Wx — момент сопротивления площади заделки лопасти относительно оси х.
При цельнолито*м и сварном колесе площадь заделки равна площади корневого
сечения лопасти. При колесе с отъемными лопастями — это часть его площади в месте
сопряжения лопасти с цапфой.
Величину момента сопротивления площади сечения лопасти, т. е. площади со
сложным контуром, определяют способом графического интегрирования. Для гру-
бой оценки этой величины можно пользоваться упрощенным способом, заключаю-
щимся в замене профиля прямоугольником равного ему сопротивления (рис. 97, а)
[27]. Высота такого прямоугольника
<3,9)
о
где dm — максимальная толщина корневого сечения.
Тогда приближенное значение момента сопротивления такого прямоугольника
О о
156
МАТЕРИАЛЫ И ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
В случае отъемной лопасти площадь ее сопряжения с цапфой (рис. 97,6) близка
к прямоугольнику и момент сопротивления
Id2
(321)
где 1Ц — длина этого прямоугольника.
Обычно лопасти проектируются так, чтобы центры тяжести всех сечений были
совмещены на радиальной прямой или расположены по возможности ближе к ней.
При этом изгибающие напряжения от центробежной силы будут равны нулю или
близки к нему и центробежная сила вызовет только напряжение растяжения в корне-
вом сечении. Величина этого напряжения
(322)
где т — масса пера лопасти; Rcp — радиус среднего сечения лопасти; F — площадь
корневого сечения при цельнолитном колесе или его части (рис. 97, б) при разъемном.
Величина максимального напряжения растяжения может быть найдена по
формуле
атах — О и max 4' ^цб-
(323)
ГЛАВА VIII
ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К ИЗГОТОВЛЕНИЮ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ,
И УСЛОВИЯ ПОСТАВКИ НАСОСОВ
63. ОБЩИЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
Насосы, выпускаемые заводами-изготовителями, должны удовлетворять опре-
деленным техническим требованиям. Такие требования регламентированы ГОСТ
6812—69. Они распространяются на осевые насосы, вертикальные центробежные
насосы с двусторонным входом, вихревые и центробежно-вихревые насосы, служа-
щие для подачи воды — питье- вой и промышленно-хозяйствен- ного назначения с содержанием механических примесей не более Таблица 22. Предельные отклонения от номинальных размеров элементов проточной части рабочих колес
0,05% по весу, с pH (водородный показатель, определяющий ще- лочность или кислотность среды) в пределах от 6 до 9', с содержа- нием минеральных, примесей не более 2 г/л и с температурой до 105° С, а также других жидко- стей, не имеющих волокнистых включений, сходных, с водой по вязкости и химической активно- сти. Этот стандарт не распро- страняется на специальные на- сосы, предназначенные для ра- боты в особых условиях: на летательных аппаратах, судах, транспортных средствах, в сква- жинах, а также на погружные насосы с электродвигателем и осевые насосы с диаметром рабо- чего колеса более 1100 мм. Тре- бования к этим насосам устанав- ливаются соответствующими тех- ническими условиями. Приведем требования, со- держащиеся в ГОСТ 6812—69. Согласно данному стандарту, предельные отклонения от номи- нальных размеров элементов проточной части рабочих колес не должны превышать норм, указанных в табл. 22. Литые детали насосов дол- жны отвечать требованиям сле- дующих стандартов: отливки из серого чугуна—ГОСТ 1412—70; отливки из ковкого чугуна — ГОСТ 1215—59; отливки из кон- струкционной нелегированной стали ГОСТ 977—65; отливки из Наименование элементов колес Предельные отклонения, отнесенные к внешнему диаметру рабочего колеса
Центробежные .насосы Входные и выходные кромки лопастей: по контуру профиля по толщине входных и вы- ходных кромок Шаг между смежными лопа- стями: по входному диаметру » выходному диаметру Толщина лопастей ч Омываемые поверхности на- ружного и внутреннего обода Ширина выхода (от ширины колеса на выходе) Смещение рабочих поверхно- стей правой и левой части ло- пасти для колес двустороннего входа на диаметре выхода Смещение оси канала рабо- чего колеса, оси спирального отвода или оси направляющего аппарата в сборе Осевые насосы Поверхности лопастей (от ци- линдрических шаблонов) ±0,005 ±0,005 ±0,010 ±0,020 ±0,005 ±0,005 ±0,030 ±0,005 ±0,008 ±0,002
158
ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НАСОСАМ
конструкционной легированной стали—ГОСТ 7832—65; отливки из высоколеги-
рованной стали со специальными свойствами — ГОСТ 2176—67; отливки фасонные
из высококремнистого сплава (ферросилида) — ГОСТ 2233—70. Литые детали,
кроме того, должны отвечать также техническим требованиям, утвержденным
в установленном порядке.
Поковки деталей должны соответствовать техническим требованиям ГОСТ
8479—70, а допуски и припуски на них — ГОСТ 7505—55.
На необработанных поверхностях деталей из неметаллических материалов до-
пускается не более пяти раковин площадью до 3 мм2 каждая на площади 1 дм2.
Детали насоса, отделяющие перекачиваемую жидкость от внешней среды, должны
быть прочными и плотными.
У насоса в сборе не допускается просачивание жидкости при всех режимах
работы в местах неподвижных соединений. Величина утечки через концевые уплотне-
ния должна указываться в технических условиях на поставку.
Вращающиеся детали насоса по отдельности и ротор насоса в сборе должны
быть отбалансированы. Величина допустимого дисбаланса и способ балансировки
должны быть указаны на чертежах.
Конструкция насоса и его деталей должна предусматривать возможность удоб-
ного и надежного захвата их стропами и специальными захватными устройствами
для подъема при сборке, монтаже и ревизии.
Должны быть предусмотрены сливные пробки для удаления жидкости из внутрен-
них полостей насосов.
Направление вращения ротора насоса должно быть обозначено стрелкой (отли-
той или закрепленной), окрашенной в красный цвет.
Наружные несопрягаемые поверхности (как обработанные, так и необработан-
ные) насосов, изготовленных из корродирующих материалов, должны иметь стойкие
противокоррозионные покрытия по ГОСТ 9791—68.
Основные детали насоса и детали, идущие в запасные части, должны быть взаимо-
заменяемыми (кроме деталей, имеющих припуски на пригонку при сборке,
обусловленные чертежами).
Ресурс работы основных деталей насоса, изготовленных из материалов, уста-
новленных чертежом, без восстановления или замены их должен соответствовать
указанному в табл. 23. Средний ресурс работы насоса должен быть не ниже ре-
сурса работы корпуса и крышек, указанного в табл 23.
Таблица 23. Ресурс работы основных деталей насоса в ч
Наименование деталей насоса Мощность (при максимальной для данного насоса скорости вращения) в кет
До 100 От 100 до 500 От 500 до 1000 Св. 1000
Защитные втулки, уплотнительные кольца, грундбуксы 5 000 5 000 5 000 5 000
Механические торцовые уплотнения 10 000 8 000 5 000 5 000
Рабочие колеса и валы 10 000 15 000 20 000 25 000
Корпус, крышки 20 000 30 000 40 000 50 000
Готовая продукция должна быть принята отделом технического контроля за-
вода-изготовителя. Изготовитель обязан гарантировать соответствие всех пара-
метров действующим стандартам, а при отсутствии стандартов — технической до-
кументации, утвержденной в установленном порядке.
МАРКИРОВКА, УПАКОВКА, ТРАНСПОРТИРОВАНИЕ И ХРАНЕНИЕ 159
64. ОБЪЕМ И УСЛОВИЯ ПОСТАВКИ НАСОСОВ
Согласно требованиям ГОСТ 6812—69 вместе с насосом должны поставляться:
специальный инструмент; комплект запасных частей; арматура (байпасные, охлаж-
дающие, гидроуплотняющие, дренажные, смазочные и воздушные трубопроводы,
распределители и клапаны); контрольно-измерительная и защитная аппаратура;
комплект присоединительных элементов (фундаментных и анкерных болтов).
Насосные агрегаты, поставляемые на фундаментной плите или раме при сум-
марном весе до 1000 кг, должны поставляться отцентрованными и отрегулирован-
ными для работы без дополнительных операций по центровке и регулировке у потре-
бителя.
Все отверстия поставляемых насосов должны быть закрыты, а ответственные
из них пломбироваться.
По требованию потребителя допускается поставлять один комплект специального
инструмента на несколько насосов, а также поставлять насос без электродвигателя,
фундаментной плиты, запасных частей, арматуры и аппаратуры.
В случае поставки насоса без электродвигателя насос снабжается муфтой в сборе.
Отверстие полумуфты электродвигателя должно быть предварительно расточено
для последующей окончательной расточки на месте.
ГОСТ 6812—69 обязывает завод-изготовитель безвозмездно заменять или ре-
монтировать насосы, если в течение 12 месяцев со дня установки насоса, но не более
18 месяцев со дня отгрузки потребитель обнаружит несоответствие требованиям
данного стандарта. Замена или ремонт насосов должны производиться при соблю-
дении правил транспортирования, монтажа и эксплуатации, указанных в инструкции
завода-изготовителя.
65. МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ
Для проверки качества изготовляемых насосов и их соответствия требованиям
ГОСТ 6812—69 завод-изготовитель должен проводить три вида испытаний: контроль-
ные, типовые и на надежность.
Контрольные и типовые испытания должны проводиться по ГОСТ 6134—71.
Испытания на надежность должны выполняться по программе завода-изготовителя,
согласованной с потребителем.
Завод-изготовитель должен проводить типо-
вые испытания каждого нового типа насоса при
изменении конструкции, материалов или техно-
логических процессов, если эти изменения мо-
гут оказывать влияние на номинальные харак-
теристики насосов. Установка на насосе новых
или измененных узлов и деталей допускается
только в установленном порядке и специально
оговаривается р программе испытаний.
При получении неудовлетворительных ре-
зультатов хотя бы по одному из показателей
завод-изготовитель должен приостановить от-
грузку насосов потребителю до устранения недо-
статков и проведения повторных испытаний. Выборка образцов производится за-
ново. Результаты повторных испытаний являются окончательными.
Насосы ежегодно должны подвергаться типовым испытаниям (в количестве,
указанном в табл. 24).
Таблица 24. Количество
насосов, подвергаемых
типовым испытаниям, в шт.
Объем годовой продукции Размер партии
1—9 10-50 51 и более Все изго- товленные 5 6
подвергаться типовым испытаниям (в количестве,
66. МАРКИРОВКА, УПАКОВКА, ТРАНСПОРТИРОВАНИЕ
И ХРАНЕНИЕ
ГОСТ 6812—69 требует, чтобы на каждом насосе на видном месте была прикреп-
лена табличка, содержащая: обозначение насоса; паспортные данные (подача, напор,
допустимая высота всасывания, к. п. д., скорость вращения и потребляемая мощ-
ность); порядковый номер насоса по системе нумерации завода-изготовителя; год
160 ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НАСОСАМ
выпуска; номер параметрического и настоящего стандарта. Знаки в табличке должны
быть несмываемыми и маслостойкими.
На корпусе насоса должно быть обозначено стрелкой направление вращения
ротора.
Перед упаковкой насоса обработанные поверхности деталей должны быть под-
вергнуты консервации по ГОСТ 13168—69.
Упаковка насоса в собранном виде, комплектующего оборудования и приборов
должна обеспечивать их сохранность при транспортировании и хранении.
На каждый насос должна иметься документация, удостоверяющая его соответ-
ствие требованиям ГОСТ 6812—69 и включающая: обозначение насоса, его порядко-
вый номер по системе нумерации завода-изготовителя и дату выпуска; характеристику
насоса по подаче, напору, допустимой высоте всасывания, скорости вращения, к. п. д.
и потребляемой мощности; акт о качестве насоса; инструкцию по монтажу,, эксплуа-
тации и хранению насоса; установочный чертеж насосного агрегата, чертежи общего
вида и разрезов насоса, а также узлов основных и быстроизнашивающихся деталей
и запасных частей; номер параметрического и настоящего стандарта.
Прилагается также сопроводительная техническая документация комплектую-
щего оборудования и приборов.
Насос и комплектующее оборудование должны храниться в соответствии с ин-
струкцией завода-изготовителя.
ГЛАВА IX
ИСПЫТАНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
67. ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ И ОСНОВНЫЕ УСЛОВИЯ
ИХ ПРОВЕДЕНИЯ
Лопастные насосы проходят следующие виды испытаний: предварительные за-
водские; приемочные (государственные, межведомственные и ведомственные); испы-
тания установочной партии; приемо-сдаточные; периодические; типовые; определи-
тельные испытания на надежность.
Предварительным заводским испытаниям подвергаются опытные насосы и на-
сосы индивидуального производства с целью проверки их соответствия всем требова-
ниям технической документации, утвержденной в установленном порядке.
Приемочным испытаниям подвергаются все насосы, прошедшие предварительные
заводские испытания и доведенные до соответствия технической документации.
Если на основе приемочных испытаний получено разрешение на серийное про-
изводство и если изготовители опытных насосов и насосов серийного производства
разные или после приемочных испытаний в конструкцию насоса или технологию
его изготовления внесены изменения, должна быть изготовлена и испытана установоч-
ная партия насосов. Испытания установочной партии должны проводиться с целью
подготовки и организации серийного производства.
Серийный выпуск насосов может быть начат при условии, что результаты испы-
таний установочной партии соответствуют результатам, полученным при приемочных
испытаниях опытных насосов.
Приемо-сдаточным испытаниям должны подвергаться насосы серийного произ-
водства с целью проверки их соответствия основным требованиям технической доку-
ментации, утвержденной в установленном порядке.
Если насос (или партия насосов) соответствует основным требованиям, то он (она)
принимается; если результаты приемо-сдаточных испытаний отрицательны, то насос
или партия насосов возвращаются на исправление и повторные исйытания.
Периодическим испытаниям подвергаются насосы серийного производства. Во
время этих испытаний снимаются рабочие характеристики насоса, проверяется само-
всасывающая способность (для самовсасывающих насосов), определяются внешние
утечки и др. (ГОСТ 6134—71).
Типовые испытания проходят первые три насоса серийного производства, вы-
пущенные после внесения изменений в конструкцию или технологию изготовления
или замены материалов, с целью проверки соответствия их параметров и характери-
стик требованиям технической документации.
При определительных испытаниях на надежность уточняются показатели на-
дежности, сроки и объемы ремонта, определяется потребность в запасных частях
с целью внесения этих данных в техническую документацию.
Объем и методы испытаний лопастных насосов установлены ГОСТ 6134—71
(Насосы динамические. Методы испытаний).
Основные условия проведения испытаний насосов состоят в следующем:
1) насос допускается к испытаниям в состоянии полной готовности к работе;
2) приборы, применяемые при испытаниях, должны быть проверены в соответ-
ствии с действующими правилами и инструкциями Комитета стандартов, мер и изме-
рительных приборов при Совете Министров СССР;
3) при работе насоса не должно быть протечек жидкости в соединениях стендовой
установки;
4) записи показаний приборов производятся только на установившемся режиме
работы насоса;
11 И. А. Чиняев
162
ИСПЫТАНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
5) отсчеты по показаниям приборов при каждом режиме испытания должны
выполняться одновременно;
6) отклонения числа оборотов насоса от расчетного не должно превышать ± 5%;
7) все измеренные при испытаниях величины и вычисленные параметры должны
заноситься в протокол;
8) во время испытания ведется специальный журнал, в котором фиксируется
ход испытаний и заносятся все замечания, дающие материал по оценке работы на-
соса, и указания на особенности его эксплуатации.
68. ВЕЛИЧИНЫ, ЗАМЕРЯЕМЫЕ ВО ВРЕМЯ ИСПЫТАНИЙ,
И ПРИМЕНЯЕМЫЕ ПРИБОРЫ
Во время испытаний насоса обычно замеряются следующие величины: подача;
давление (разрежение); число оборотов; потребляемая мощность, температура
жидкости; барометрическое давление.
Для измерения подачи лопастных насосов при испытании на воде применяются:
диафрагма, сопло, труба Вентури, водослив.
Диафрагмы и сопла и их установка должны соответствовать «Правилам 28—64
измерения расхода жидкостей, газов и паров стандартными диафрагмами и соплами»
Государственного комитета стандартов, мер и измерительных приборов. Основы
практических расчетов диафрагм, мерных сопел и труб Вентури изложены в ра-
боте [43].
Для измерения давления на выходе из насоса применяются: при параметричес-
ких испытаниях — манометры класса точности не ниже 0,5; при контрольных испы-
таниях — манометры класса точности не ниже 1,0.
Для измерения давления (разрежения) на входе в насос при параметрических
испытаниях применяются манометры (вакуумметры) класса точности не ниже 1,0,
а при контрольных испытаниях — класса точности не ниже 2,5.
Число оборотов измеряется тахометром или автоматическим счетным устрой-
ством.
Определение потребляемой мощности обычно производится путем измерения кру-
тящего момента на валу насоса и реже — путем измерения энергии, потребляемой
двигателем с учетом его к. п. д.
Для измерения крутящего момента применяются балансирные электродвигатели
и двигатели на качающейся платформе.
Температура жидкости измеряется при помощи ртутных термометров.
69. СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ НАСОСОВ*
Стендовые установки для испытания насосов бывают замкнутые и открытые.
Открытая установка для испытания центробежных насосов отличается от замкнутой
условиями забора и отвода жидкости, вследствие чего могут быть использованы раз-
личные способы измерения подачи насоса.
Для контрольных заводских испытаний насосов стенды оборудуются открытым
или закрытым резервуаром для питания насоса водой.
Для типовых заводских испытаний рекомендуются стенды с замкнутой циркуля-
цией воды, т. е. с закрытым резервуаром, к которому присоединяются всасывающий
и нагнетательный трубопроводы. Разрежение в стендах с закрытым резервуаром
создается вакуумным насосом.
Давление в резервуарах сверх атмосферного (подпор) создается на стендах обеих
конструкций от водопроводной линии или от линии сжатого воздуха для стенда с за-
крытым резервуаром.
На рис. 98 показана схема стенда с открытым резервуаром для испытания цен-
тробежного насоса. На этом стенде могут быть получены характеристики насоса
Н—Q, N—Q, т]—Q. Определение всасывающей способности насоса на стенде такой
конструкции обычно не производится.
* Подробно об испытаниях см. [19; 30].
ПОДГОТОВКА НАСОСА К ИСПЫТАНИЯМ
163
На рис. 99 приведена схема с замкнутой циркуляцией жидкости. На стендах
подобного типа проводятся типовые испытания насосов. Схемы с замкнутой циркуля-
цией с успехом заменяют любую схему стенда с открытым резервуаром. На стендах,
построенных по этим схемам, кроме нормальных испытаний проводятся также и кави-
тационные испытания насосов.
Рис. 98. Открытая установка для испытания центробежного насоса:
1 — задвижка на нагнетательном трубопроводе; 2 — диафрагма; 3 — нагнета-
тельный трубопровод; 4 — ртутный манометр; 5 — ртутный вакуумметр;
6 — мотор-весы; 7 — манометр; 8 — насос; 9 — задвижка на всасывающем
трубопроводе; 10 — всасывающий трубопровод; 11 — водослив
70. ПОДГОТОВКА НАСОСА К ИСПЫТАНИЯМ
Перед началом испытаний установка должна быть осмотрена и подготовлена
к опытам.
Если насос испытывается при наличии водослива, прежде всего должен быть
установлен нуль водослива [19]. Должны быть проверены тарировочное устройство
для водослива, исправность манометров и вакуумметров, длина рычага мотор-весов,
реостаты и нагрузочные весы, а также наличие необходимых шкал, аппаратуры и
приборов. Кроме того, должны быть подготовлены бланки протоколов, тарировочные
кривые или таблицы пересчета, а также рабочие места наблюдателей.
Перед испытанием насоса в открытой установке со всасывающей трубой, имеющей (
обратный клапан, насос должен быть залит жидкостью, причем необходимо просле-
дить за тем, чтобы вышел весь воздух через кран на корпусе насоса и через краник
у пружинного манометра [19].
Правила пуска и обслуживания в эксплуатации и при испытаниях являются
общими для всех лопастных насосов, но иногда в зависимости от типа и мощности на-
сосной установки могут быть разработаны специальные правила обслуживания и
испытаний насосов или агрегатов в целом. Обычно составляются инструкции по мон-
тажу, пуску, обслуживанию насосов во время работы и т. п.
Основными условиями готовности насоса к нормальной работе являются: сво-
бодное (без задеваний) вращение ротора насоса, непрерывность подачи смазки к под-
шипникам, соблюдение нормальных зазоров между деталями ротора и статора, соб-
людение центровки между насосом и двигателем, правильность действия и показаний
контрольно-измерительных приборов и регулирующих устройств, прочность крепле-
ния насосного агрегата к фундаменту и трубопроводам. Выполнение этих условий
следует проверить перед пуском насоса.
Центробежные и осевые насосы не могут быть пущены, пока всасывающая линия,
включая насос, не будет полностью залита жидкостью. Существуют различные
11*
164
ИСПЫТАНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Рис. 99. Стенд с закрытым баком для испытания центробежных насосов:
1 — вакуумный насос; 2 — отводная трубка; 3 — кавитационный бак; 4 — выпуск воздуха;
5 — подвод воды к вакуумному насосу; 6 — отводная линия; 7 — подвод воды от водопро-
вода; 8 — водомерное стекло; 9 — термометр; 10 — реостат; 11 — ртутный манометр; 12 —
тахометр; 13 — мотор-весы; 14 — насос; 15 — ртутный вакуумметр; 16 — отвод воды; 17 —
образцовый пружинный манометр; 18 — указатель равновесия; 19 — диафрагма
ИСПЫТАНИЯ НАСОСОВ НА ВОЗДУХЕ
165
способы заливки насоса: заполнение, когда насос установлен ниже уровня воды
в емкости; применение самовсасывающего устройства, совмещенного с насосом или
автономного, когда насос установлен выше уровня воды в емкости. Наиболее часто
употребляемые способы заливки рассмотрены в работе [19].
71. ИСПЫТАНИЯ НАСОСОВ НА ВОЗДУХЕ
Испытание крупных насосов на воде в заводских условиях может оказаться
затруднительным, а иногда и невозможным в связи с большими мощностями и пода-
чами. В таких случаях испытания насосов без особых затруднений могут быть про-
ведены на воздухе. Однако при этом можно определить лишь подачу и напор насоса.
В заводской практике проводятся воздушные испытания центробежных и осевых
насосов при предварительном обеспечении условий безаварийной работы (удаление
сальниковой набивки, обеспечение необходимых зазоров в уплотнениях и пр.) [19].
Рис. 100. Стенд для испытания центробежных насосов
на воздухе:
1 — диафрагма; 2 — успокоитель; 3 — тахометр; 4 — дроссель;
5 — диффманометр
Значения напора и подачи Нв03э и Qeo3dt полученные при испытаниях на воз-
духе, пересчитываются на напор и подачу Н и Q, соответствующие данной жидкости,
и характеристика насоса строится, как обычно, в координатах Q и Н. Испытания на-
сосов на воздухе автомодельны испытаниям насосов на воде, несмотря на то что при
одинаковых давлениях и температурах кинематическая вязкость воды примерно в 15
раз меньше (ув03д = 0,155 см2!сек\ Уводы= 0,01 'см2! сек при 20° С и р= 1 ат).
Условия автомодельности обеспечиваются большими числами Re в насосах (Re
5* 10е при испытаниях на воде). Пересчет значений мощности и к. п. д., получен-
ных в результате воздушных испытаний, на соответствующие значения для рабочей
жидкости принципиально также возможен, но обычно недостаточно точен ввиду зна-
чительного различия в потере мощности на трение при работе на воздухе и на жидко-
сти, поэтому ограничиваются получением кривой Н—Q. Однако получение даже
одной кривой Н—Q при п = const очень важно для установления соответствия
насоса основным гарантийным техническим данным, тем более, что соответствие
значений Н—Q расчетным данным в значительной степени определяет и соответствие
к. п. д. его расчетному значению [19].
Гарантийные значения к. п. д. насоса определяются в таких случаях по техни-
ческим данным, полученным при испытании модельного насоса или при промышлен-
ном испытании насоса.
Установка для испытания насосов на воздухе, выполненная по схеме на рис. 100,
не требует постройки фундаментального стенда, и поэтому испытания могут прово-
диться на любой свободной площадке завода. При испытаниях измеряется подача,
166
ИСПЫТАНИЯ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
напор, число оборотов насоса, температура перед диафрагмой и барометрическое 1
давление.
Весовой расход воздуха, прошедшего через диафрагму, подсчитывается по фор-
муле (в кПсек)
G = aF0e]/^-2ff)
(324)
где a — коэффициент расхода диафрагмы; Fo — площадь отверстия диафрагмы в л2;
е — коэффициент сжатия (обычно близок к единице); h — перепад давления в диа-
фрагме в мм вод. ст.\ Ро — абсолютное давление всасывания в кГ/м2\ R — газовая
постоянная; Т — абсолютная температура воздуха при всасывании.
Напор насоса находится по формуле
07 __ Уводы 1 ил
- увозд • 1000 п ’
(325)
где Я' — напор насоса в м вод. ст.\ Нп — напор насоса, измеренный микромано-
метром, в мм вод. ст.
Для определения удельного веса воздуха следует пользоваться графиком
Увозд — f (Л ПРИ р = const. Формула для напора с учетом разности скоростных на-
поров имеет вид
V" — V1
Н=Н'+ -н^ (326)
где —---------разность скоростных напоров в нагнетательном и всасывающем па-
трубках насоса.
Для определения ув0зд во время испытания необходимо измерить кроме темпе-
ратуры воздуха также и барометрическое давление.
72. ОПЫТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
По результатам испытаний насоса строится его рабочая характеристика. Пример
рабочей характеристики дан на рис. 71.
При испытаниях насоса на разных числах оборотов строят рабочие характери-
стики для каждого n = const. По этим характеристикам можно построить универ-
сальную характеристику насоса (см. рис. 72).
Иногда по результатам испытаний строят относительные рабочие характери-
стики (см. рис. 73).
Вычисление параметров, необходимых для построения рабочей характеристики
насоса, производится по формулам, приведенным в ГОСТ 6134—71.
Подача Q, измеряемая при помощи диафрагмы и сопла, подсчитывается по фор-
муле (в м3!сек)
Q = aF0 Лр , (327)
где a — коэффициент расхода диафрагмы или сопла; Го — площадь отверстия су-
жающего устройства в м2; &р — перепад давления, измеряемый непосредственно
у торцов сужающего устройства, в кПм2.
При испытаниях на холодной воде с применением дифференциального манометра
подсчет, подачи производится по формуле (в л/сек)
Q = 0,00039af2 /й, (328)
где d — диаметр отверстия диафрагмы или сопла в мм; h — показание дифферен-
циального ртутного манометра в мм рт. ст.
Напор Н насоса определяется по формуле (2).
ОПЫТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
167
В насосах осевых, артезианских и погружных, у которых отсутствует всасываю-
щий трубопровод, при заборе из нижнего бьефа посредством короткого патрубка,
входящего в конструкцию насоса, напор Н должен отсчитываться от уровня нижнего
бьефа по формуле
Ра
(329)
где ?н' из$--избыточный напор на выходе из насоса bm;Zh— высота положения
места, где измеряется давление, над уровнем нижнего бьефа в-ле.
Если давление на входе в насос больше атмосферного (подпор), то
и2 — и2
+ , (330)
где Н2 и Нг — избыточные давления на выходе из насоса и на входе в насос, выра-
женные в м ст. жидкости и приведенные к оси насоса. В насосдх с вертикальным ва-
лом И2 и Нх следует приводить к поперечной оси рабочего колеса первой ступени.
Давления Н2 и Нг подсчитываются по показаниям манометров по формуле
Я2(1) = ^±Ал<, (331)
где Л1 — давление, показываемое манометром, пересчитанное в м ст. жидкости;
hM — разность отметок манометра и оси насоса. Знак «плюс» в формуле (331) берется,
если манометр установлен выше оси насоса, знак «минус» — в обратном случае.
Если давление на входе в насос меньше атмосферного (разрежение); то для
определения Н пользуются формулой
и2 — ц2
Я = Я2 4- Нвак 4----2g---’ (332)
где Нвак — высота всасывания (разрежение на входе в насос), выраженная в
м. ст. жидкости и приведенная к оси насоса. Величина Нвак подсчитывается по пока-
заниям вакуумметра:
Нвак = V ± hv. (333)
Здесь V — разрежение, показываемое вакуумметром в м ст. жидкости; hv — раз-
ность отметок вакуумметра и оси насоса. Знак «плюс» берется, если нуль вакуумметра
находится ниже оси насоса, знак «минус» — в обратном случае.
Потребляемая насосом мощность определяется по формуле (в л. с.)
(33,)
где Мкр — крутящий момент на валу насоса в кГ*м; п — число оборотов в об1мин.
В случае применения при испытаниях мотор-весов крутящий момент вычисляется
по формуле
Мкр = Ра, (335)
где Р — нагрузка на чашке весов с поправкой на холостой ход мотора в кГ; а — плечо
мотор-весов, на котором подвешен груз, в м.
Если а = 0,716 м, то мощность (в л. с.) будет равна
К. п. д. насоса определяется по формуле (8).
ГЛАВА X
ОСНОВЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
73. ПОДГОТОВКА НАСОСА К ПУСКУ,
ПУСК И ОБСЛУЖИВАНИЕ ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ
Установки, оборудованные лопастными насосами, требуют квалифицированного
ухода. Каждая насосная установка имеет свои специфические особенности и должна
эксплуатироваться в соответствии с инструкцией по ее обслуживанию и уходу.
Рассмотрим общие принципы технической эксплуатации лопастных насосов.
Подготовка насоса к пуску. Перед пуском насос следует тщательно осмотреть
с целью проверки его исправности. Посторонние предметы (инструмент, обтирочный
материал и т. п.) должны быть убраны с насоса. Все болтовые соединения и соедине-
ния трубопроводов должны быть затянуты, а контрольно-измерительные приборы —
исправны.
Насос и всасывающий трубопровод необходимо заполнить перекачиваемой
жидкостью.
Пуск насосов. Пуск насоса производится только после проведения всех операций,
связанных с подготовкой его к действию.
Пуск центробежного насоса, как правило, производится при закрытой задвижке
(см. п. 48). После достижения насосом полного числа оборотов задвижку медленно
открывают.
У осевых насосов мощность увеличивается с уменьшением подачи и при нулевом
расходе может в 2—2,5 раза превосходить номинальную. Поэтому применяются
различные схемы пуска осевых насосов, в частности устанавливается небольших
размеров байпас [19].
Уход за насосом во время работы. Обслуживание насоса во время работы заклю-
чается в наблюдении по контрольно-измерительным приборам за работой его частей,
в устранении неисправностей, которые могут возникнуть в процессе работы насоса,
и регулировании, если не предусмотрено автоматическое регулирование. .
Во всех случаях серьезного нарушения нормальной работы (недопустимый на-
грев подшипников, ненормальные звуки в насосе или двигателе, вибрация и т. д.)
насос должен быть остановлен. Если на нагнетательной стороне нет обратного кла-
пана, то прежде всего необходимо закрыть задвижку на нагнетании, так как при
быстрой остановке в случае большой массы воды в нагнетательном трубопроводе
может возникнуть гидравлический удар, который будет воспринят корпусом насоса.
В том случае, если остановка будет продолжительной и есть опасения, что тем-
пература в помещении может оказаться ниже 0° С, необходимо спустить воду из всех
полостей насоса.
74. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ В РАБОТЕ ЛОПАСТНЫХ
НАСОСОВ И СПОСОБЫ ИХ УСТРАНЕНИЯ
Наиболее часто встречающиеся неисправности в работе лопастных насосов по-
мещены в табл. 25. В этой жё'таблице указаны причины неисправностей и способы
их устранения.
ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ В РАБОТЕ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ 169
Таблица 25. Характерные неисправности в работе лопастных насосов
и способы их устранения
Неисправность Причина неисправности Способ устранения неисправности
Насос не подает жидкость Насос и всасывающий трубопровод не залиты жидкостью Закрыта задвижка на всасывающем трубопрово- де Подсос воздуха через неплотности в соединениях всасывающего трубопрово- да или всасывающей по- лости насоса Велика высота всасыва- ния Залить жидкостью трубо- провод и насос Открыть задвижку Тщательно проверить все соединения всасывающей части и устранить обнару- женные подсосы; если саль- ник сильно пропускает жидкость, разобрать его и устранить дефекты Уменьшить высоту всасы- вания
Насос не обеспе- чивает нужной по- дачи Велико сопротивление нагнетательного или всасы- вающего трубопроводов Двигатель не развивает требуемое число оборотов Пропуск воздуха в на- сос через сальник или не- плотности соединения вса-' сывающего трубопровода В насос попало инород- ное тело Уменьшить сопротивле- ние трубопровода Довести число оборотов до нормального Набить сальник, подтя- нуть места соединений тру- бопровода Прочистить колесо ротора насоса
Велика потребляе- мая мощность Неправильная сборка насоса — вал тяжело про- ворачивается вручную- В насос попал песок или другие абразивные веще- ства Отрегулировать торцовые зазоры колеса, устранить перекосы Разобрать насос и прочи- стить его
Греется сальник Износилась набивка саль- ника Сильно затянуты гайки крышки Заменить набивку Ослабить затяжку гаек
Греется корпус насоса Насос работает с закры- той нагнетательной задвиж- кой Неисправность подшип- ников или недопустимо большое трение в сальни- ках Открыть задвижку Устранить неисправности
170
ОСНОВЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Продолжение табл. 25
Неисправность Причина неисправности Способ устранения неисправности
Появляется вибра- ция, сопровождаю- щаяся иногда уда- рами, стуками и шумом Появление кавитацион- ного режима с характер- ными стуками Нарушилась центровка валов насоса и привод- ного двигателя Устранить причины повы- шения вакуумметрической высоты всасывания; изме- нить режим работы насоса Проверить крепление агре- гата и произвести центров- ку валов
75. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ПО ТЕХНИКЕ БЕЗОПАСНОСТИ
ПРИ ОБСЛУЖИВАНИИ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ
Чтобы избежать несчастных случаев и аварий, каждую насосную установку
следует эксплуатировать в полном соответствии с инструкцией, в которой должны
быть четкие указания по эксплуатации не только собственно насосной установки, но
и приводных двигателей (электродвигателя, турбины и др.).
Уход за насосами можно поручать только лицам, имеющим право на обслужива-
ние и хорошо знающим эксплуатируемую насосную установку и правила по ее обслу-
живанию и уходу.
Особые меры безопасности необходимо принимать в тех случаях, когда перека-
чиваемые жидкости являются огнеопасными или ядовитыми. Эти обстоятельства
должны быть четко отражены в инструкции.
В насосном отделении на видном и хорошо освещенном месте вывешивается
в рамке под стеклом схема трубопроводов насосной установки. Все запорные органы
(задвижки, вентили, краны) трубопроводов должны иметь ясные и понятные указа-
тели открытия и закрытия и номера, соответствующие указанным на схеме трубо-
проводов.
Муфта, соединяющая валы насоса и приводного двигателя, закрывается кожухом.
Запрещается ремонт насоса на ходу.
ПРИЛОЖЕНИЯ
171
ПРИЛОЖЕНИЕ 1
УНИВЕРСАЛЬНАЯ БЕЗРАЗМЕРНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ОСЕВОГО
НАСОСА ОП2
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного на-
соса 418-07.
2. К. п. д. т] модельного насоса не учитывает механические потери в подшипни-
ках и сальнике.
172
ПРИЛОЖЕНИЯ
3. Д/ц — кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kqt Кн, — коэффициенты:
„ _ Q . „ H . v Д/Ц
AQ~ nD3 ’ H~ n2D2 ’ Адл1~ n2D2 ’
где Q — в м3/сек,\ H — в м; п — в об1сек\ D — в м.
Значения nD3 и n2D2 для насосов типа ОП2
D в м п в об/мин 0,87 585 1,10 485 1,45 365 1,85 290
nD3 6,43 10,75 18,51 30,57
n3D3 71,96 78,99 77,64 79,79
ПРИЛОЖЕНИЯ
173
ПРИЛОЖЕНИЕ 2
УНИВЕРСАЛЬНАЯ БЕЗРАЗМЕРНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ОСЕВОГО НАСОСА ОПЗ
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного насоса
418-10.
174
ПРИЛОЖЕНИЯ
2. К. п. д. модельного насоса не учитывает механические потери в подшипниках
и сальнике.
3. Д/ii — кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kq , Кн, — коэффициенты:
nD® ’ лн~ n®D2 ’ Лдл1 - n®D® ’
где Q — в м3/сек\ Н — в м\ п — в об/сек\ D — в м.
Значения nD3 и n2D2 для насосов типа ОПЗ
D в м 0,87 1Д0 1,45 1,85
п в об/мин 730 585 428 333
nD3 8,01 12,98 21,74 35,15
n2D2 112,1 115,0 106,9 105,4
ПРИЛОЖЕНИЯ
175
ПРИЛОЖЕНИЕ 3
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного на-
соса 424-30.
2. К. п. д. т] модельного насоса не учитывает механические потери в подшип-
никах и сальнике.
3. Д/ij — кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kq, К— коэффициенты:
Kq nD* ’ n2D2 ’ Кд'Ч“ n2D2 ’
где Q — в мЧсек\ Н — в м\ п — в об/се&\ D — в м.
176
ПРИЛОЖЕНИЯ
Значения nD3 и n2D2 для насосов 05 и 0П5
D в м п в об/мин 0,295 1450 0,35 1450 0,47 960 0,47 730 0,55 960 0,70 730 0,87 585 1,10 485 1,45 365 1,85 290
nD3 0,62 1,037 1,56 1,26 2,67 4,17 6,43 10,75 18,51 30,57
n3D3 | 50,82 71,56 49,70 32,66 77,57 72,57 71,96 78,99 77,64 79,79
ПРИЛОЖЕНИЯ
177
ПРИЛОЖЕНИЕ 4
УНИВЕРСАЛЬНАЯ БЕЗРАЗМЕРНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ОСЕВОГО НАСОСА ОП6
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного на-
соса 424-57.
2. К. п. д. т] модельного насоса не учитывает механические потери в подшип-
никах и сальнике.
3. A/ij — кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kq , — коэффициенты:
_ Q . v Н . „ Ыц
где Q — в мЧсек\ И — в м\ л — в об/сек-, D — в м.
Значения nD3 и n2D2 для насосов типов Об и ОП6
D в м п в об/мин 0,295 1450 0,35 1450 0,55 960 0,55 730 0,70 730 0,70 585 0,87 585 0,87 485 1.10 485 l.io 365 1,45 365 1,45 290 1,85 290 1,85 210
nD3 0.619 1,037 2,67 2,03 4,17 3,34 6,43 5,32 10,75 8,09 ie;5i 14,71 30,57 22.16
n2D2 50,82 71,56 77.57 44,88 72,57 46,58 71,96 49,42 78,99 44,73 77,64 48,99 79.79 41.89
12 и. А. Чиняев
178
ПРИЛОЖЕНИЯ
ПРИЛОЖЕНИЕ 5
УНИВЕРСАЛЬНАЯ БЕЗРАЗМЕРНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ОСЕВОГО НАСОСА ОП7
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного насоса
424-58.
2. К. п. д. т] модельного насоса не учитывает механические потери в подшип-
никах и сальнике.
3. Д/ц — кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kq, Ки, K&h[ —коэффициенты:
_ Q /7 Д/ц
Kq ~ ~пЁР~ ’ Кн = ’ Кдл1 = "nW ’
где Q — в м3/сек; И — в м\ п — в об!сек\ D — в м.
Значения nD3 и n2D2 для насосов типов 07 и 0П7
D в м п в об/мин 0,35 960 0,47 730 0,70 485 0,87 365 1,10 290 1,45 245 1,85 210
nD3 0,644 1,26 2,77 4,06 6,43 12,42 22,16
пЧ)3 27,56 32,66 31,98 28,80 28,23 34,97 41,89
ПРИЛОЖЕНИЯ
179
ПРИЛОЖЕНИЕ 6
УНИВЕРСАЛЬНАЯ БЕЗРАЗМЕРНАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ОСЕВОГО НАСОСА 08
1. Характеристика получена пересчетом с характеристики модельного на-
соса 414-46,47.
2. К. п. д. т] модельного насоса не учитывает механические потери в подшип-
никах и сальнике.
3. Д/ц— кавитационный запас по ГОСТ 6134—71.
4. Kq, Ки, KAhi — коэффициенты:
Q „ И A/il
Kq = ‘nDr ’ Кн = ~ntDr ’ Кдл1 ~ пЧ)1 2 3 4 ’
где Q — в м2!сек\ Н — в м; п — в об1сек\ D — вл.
12*
180
ПРИЛОЖЕНИЯ
Значения nD3 и n2D2 для насосов типа 08
D в м п в об/мин 0,295 1450 0,35 1450 0,47 960 0,55 960 0,70 730
nD3 0,619 1,037 1,56 2,67 4,17
n2D2 50,82 71,56 49,70 77,57 72,57
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Азарх Д. Н., Попова Н. В. и др. Насосы. Каталог-справочник.
Изд. 3-е. М., Машгиз, 1960. 552 с.
2. Атаманов В. Н., Емельянова В. А. Насосы осевые типа О, ОП
и центробежные вертикальные типа В. Каталог-справочник. М., Цинтихимнефтемаш
1970. 52 с.
3. А й з е н ш т е и н М. Д. Центробежные насосы для нефтяной промышлен-
ности. М., Гостоптехиздат, 1957. 363 с.
4. Арцыков А. П., Воронов В. Ф. Судовые вспомогательные меха-
низмы. Л., Судпромгиз, 1963. 432 с.
5. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. Справочное пособие.
М., Машгиз, 1963. 696 с.
6. Ворохов А. М., Ганшин А. С., Додонов Н. Т. Волокнистые
и комбинированные сальниковые уплотнения. М., «Машиностроение», 1966. 312 с.
/..Боровский Б. И. Аналитический метод расчета энергетических харак-
теристик центробежных насосов со спиральными отводами. — «Энергомашинострое-
ние», 1970, № 2, с. 27—29.
8. Васильцов Э. А., Невелич В. В. Герметические электронасосы.
Л., «Машиностроение», 1968. 260 с.
9. ГоргиджанянС. А.,Дягилев А. И. Погружные насосы для во-
доснабжения и водопонижения. Л., «Машиностроение», 1968. 112 с.
10. Г о л у б е в А. И. Современные уплотнения вращающихся валов. М.,
Машгиз, 1963. 216 с.
11. Голубев Г. А., Кукин Г. М. Уплотнения вращающихся валов.
М., «Наука», 1966. 99 с.
12. Г о л у б е в А. И. Лабиринтные насосы для химической промышленности.
М.’, Машгиз, 1961. 76 с.
13. Ж у м а х о в И. М. Насосы, вентиляторы и компрессоры. М., Углетех-
издат, 1958. 598 с.
14. К а р е л и н В. Я. Кавитационные явления в центробежных и осевых на-
сосах. М., Машгиз, 1963. 256 с.
15. Кокичев В. Н. Уплотняющие устройства в машиностроении. Л.,
Судпромгиз, 1962. 208 с.
16. Л о м а к и н А. А. Центробежные и осевые насосы. Изд. 2-е. М.—Л., «Ма-
шиностроение», 1966. 364 с.
17. Ломакин А. А. Центробежные и пропеллерные насосы. М—Л., Машгиз,
1950. 320 с.
18. Л о м а к и н А. А. Условия подобия при исследованиях процессов кави-
тации на моделях гидравлических машин. — Гидромашиностроение. М.—Л., Маш-
гиз, 1961 (Труды Л ПИ, № 215), с. 7—28.
19. Малюшенко В. В.,Михайлов А. К. Основное насосное оборудо-
вание тепловых электростанций. М., «Энергия», 1969. 192 с.
20. М а с л а к В. Г. Судовые переносные насосы. М., «Транспорт», 1969. 128 с.
21. Марцинковский В. А. Гидродинамика и прочность центробежных
насосов. М., «Машиностроение», 1970. 272 с.
22. П р о с к у р а Г. Ф. Гидродинамика турбомашин. Москва—Киев, Машгиз,
1954. 424 с.
23. Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. M.t
Машгиз, 1960. 684 с.
182
ЛИТЕРАТУРА
24. П е т р и н а Н. П. Судовые насосы. Л., Судпромгиз, 1962. 376 с.
25. П е в з н е р Б. М. Судовые центробежные и осевые насосы. Л., «Судострое-
ние», 1964. 384 с.
26. П а п и р А. Н. Осевые насосы водометных движителей. Л., «Судостроение»,
1965. 252 с.
27. П а п и р А. Н. Водометные движители малых судов. Л., «Судостроение»,
1970. 254 с.
28. П е р н и к А. Д. Проблемы кавитации. Л., Судпромгиз, 1963. 335 с.
29. Рис В. Ф. Расчет дисков турбомашин. Изд. 2-е, переработ. М.—Л., Маш-
гиз, 1959. 56 с.
30. Роттэ А. Э. Испытания насосных установок. М., «Недра», 1967. 158с.
31. Ст е п а н о в А. И. Центробежные и осевые насосы. М., Машгиз, 1960.
464 с.
32. С т е п а н о в Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашин. М., Физматгиз,
1962. 512 с.
33. Старицкий В. Г. Выбор основных параметров осевого насоса. — Гидро-
машины. М.—Л., «Машиностроение», 1964 (Труды ЛПИ, № 231), с. 54—64.
34. С у х а н о в Д. Я. Работа лопастных насосов на вязких жидкостях. М.,
Машгиз, 1952. 34 с.
35. Селихов В. Л., Буяновский А. М. Торцовые уплотнения нефтя-
ных насосов. М., «Недра», 1965. 126 с.
36. Т у р к и н А. Н., Ч е г у р к о В. Е. Экономичность лабиринтовых кон-
цевых уплотнений высокоскоростных питательных насосов. — «Электрические стан-
ции», 1966, № 8, с. 26—30.
37. Ч и н я е в И. А. Роторные насосы. Справочное пособие. Л., «Машинострое-
ние», 1969. 216 с.
38. Ч и н я е в И. А. К вопросу расчета на прочность лопастей судовых осевых
вентиляторов.—Труды ЛИИВТа. Вып. XVIII. Л., «Речной транспорт», 1951,
с. 161—168.
39. Ч и н я е в И. А. Насосные установки танкеров и плавучих нефтестанций.
М., «Транспорт», 1968. 112 с.
40. Ч и н я е в И. А. Судовые системы. М., «Транспорт», 1971. 224 с.
41. Чиняев И. А. Поршневые насосы. М.—Л., «Машиностроение», 1966.
188 с.
42. Э т и н г е р С. М. Насосостроение на ЛМЗ. — Полвека на службе электри-
фикации. Л., «Машиностроение», 1967, с. 60—77.
43. Я р к о в с к и й Э. Основы практических расчетов диафрагм, мерных сопел
и труб Вентури. Л., Машгиз, 1962. 316 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ....................................................'. . 3
Глава I. Общие сведения о лопастных насосах . ... > ... . 5
1. Типы лопастных насосов................................... —
2. Основные параметры насосов ........................ ... 6
3. Область применения лопастных насосов .......... 9
4. Потери в насосах......................................... 10
5. Уравнения подобия для насосов ... .......... 11
6. Коэффициент быстроходности ... ... 12
7. Работа насоса в системе .................................. 13
Глава II. Центробежные насосы........................................ 15
8. Типы и общее устройство центробежных насосов ......... • —
9. Понятие об абсолютном, переносном и относительном движении
жидкости в рабочем колесе насоса ............................ —
10. Построение треугольников скоростей....................... 19
11. Основное уравнение центробежных насосов.................. 22
12. Влияние конечного числа лопастей рабочего колеса на вели-
чину напора................................................ 24
13. Коэффициенты реакции и напора колеса..................... 26
14. Типы лопастей центробежных колес ........................ 27
15. Исходные данные для расчета рабочего колеса ............. 28
16. Расчет радиальных колес с цилиндрическими лопастями ... 29
17. Расчет колес с лопастями двойной кривизны ............... 34
18. Определение размеров рабочего колеса при помощи опытных
коэффициентов................................................ 42
19. Проточные каналы корпуса центробежного насоса .... 44
20. Спиральные отводы ..................................... 45
21. Лопаточные отводы........................................ 50
22. Подводящие каналы........................................ 52
23. Потери в центробежных насосах............................ 53
24. Кавитация ............................................... 58
25. Допустимая высота всасывания............................. 59
26. Осевая сила, действующая на рабочее колесо, и ее уравновеши-
вание ....................................................... 63
27. Радиальные силы, действующие на рабочее колесо, и их уравно-
вешивание ................................*.................. 67
28. Конструкции центробежных насосов .... 69
29. Выпуск центробежных насосов ................... 76
Глава III. Осевые насосы . . . . .......................... 97
30. Общие сведения............................................ —
31. Поток в осевом насосе..................................... —
32. Решетка профилей......................................... 98
33. Подъемная сила и гидравлический к. п. д. решетки....... 99
34. Определение диаметра и втулочного отношения рабочего
колеса ...................................................... 101
35. Гидравлические потери в осевом насосе................... 102
36. Теоретические основы расчета решетки тонких дужек методом
интегральных уравнений Вознесенского—Пекина.................... —
184
ОГЛАВЛЕНИЕ
37. Порядок расчета решетки тонких дужек методом Вознесенского —
Пекина и замена дужки профилем ............................ 107
38. Оценка ожидаемых кавитационных качеств рабочего колеса 111
39. Осевая сила, действующая на ротор насоса................... —
40. Конструкции осевых насосов............................... 113
41. Выпуск осевых насосов ................................... 114
Глава IV. Вихревые насосы............................................ 118
42. Основные типы вихревых насосов ........................... —
43. Напор, мощность и к. п. д. вихревого насоса.............. 119
44. Основы гидравлического расчёта........................... 122
45. Радиальная сила ч . ... >................................ 123
46. Конструкции насосов ....................................... —
47. Выпуск насосов.......................................... 126
Глава V. Характеристики, регулирование и совместная работа лопастных
насосов.............................................................. 128
48. Характеристики насосов..................................... —
49. Устойчивость работы насоса в сети........................ 130
50. Регулирование работы насосов............................. 131
51. Совместная работа насосов................................ 133
52. Расчет характеристик насосов ............................ 135
53. Влияние вязкости перекачиваемой жидкости на форму харак-
теристик центробежных насосов ................................ 136
54. Оценка экономичности совместно работающих насосов [19] 140
Г лава VI. Концевые уплотнения лопастных насосов .................... 141
55. Типы концевых уплотнений .................................. —
56. Сальниковые уплотнения .................................... —
57. Торцовые уплотнения...................................... 144
58. Плавающие уплотнения .................................... 147
59. Лабиринтные уплотнения .................................. 149
60. Динамические уплотнения ................................... —
Г л а в а VII. Материалы и прочность основных деталей лопастных насосов 151
61. Материалы и прочность деталей центробежных насосов ... —
62. Материалы и прочность деталей осевых насосов.......... 154
Г л а в а VIII. Технические требования, предъявляемые к изготовлению ло-
пастных насосов, и условия поставки насосов .......................... 157
63. Общие технические требования............................... —
64. Объем и условия поставки насосов......................... 159
65. Методы испытаний........................................... —
66. Маркировка, упаковка, транспортирование и хранение .... —
Глава IX. Испытания лопастных насосов............................... 161
67. Виды испытаний и основные условия их проведения .... —
68. Величины, замеряемые во время испытаний, и применяемые при-
боры ...................................................' . . 162
69. Стенды для испытания насосов............................... —
70. Подготовка насоса к испытаниям........................... 163
71. Испытания насосов на воздухе............................. 165
72. Опытные характеристики................................... 166
Глава X. Основы эксплуатации лопастных насосов....................... 168
73. Подготовка насоса к пуску, пуск и обслуживание во время
работы........................................................ -г-
74. Характерные неисправности в работе лопастных насосов и спо-
собы их устранения ............................................. —
75. Основные положения по технике безопасности при обслуживании
лопастных насосов........................................... 170
Приложения ............................................................ 171
Список литературы...................................................... 181