Овсянников Б.В., Чебаевский В.Ф., 1975 - Высокооборотные лопаточные насосы, страница 47

шепнем) напора всего насоса (см. рис. 5.22). Это говорит о том, ' что напор нентробежного колеса не изменился и все повышение напора насоса происходит только за счет изменения напора шнека. ур~ Рм/ке -г' — УР,М Г' и ео е Ю,Р РД РГ 4Ю На Рис. о.23. Характеристики насоса с коническими перегородками в сечении И вЂ” 11 (! 27 мм): Π— беа конуса; Π— о -Эб мм; + — о' -тв мм кон 1 он Постановка конуса вблизи шнекового преднасоса (на расстоянии 19 и 27 мм от передней кромки лопасти шнека на периферии) не улучшила напорной характеристики насоса посравнению с постановкой конуса в сечении 1 — 1 (на расстоянии 72 мм) от шнека. Перемещение конуса с диаметром отверстия а(к„=36 мм из сечения 1 — 1 в сечение 11 — П (рис. 5.23) вызвало не повышение, а понижение напора насоса на максимальном расходе д„=0,323 (примерно на 1,2ов) по сравнению с насосом со свободным входом.

Еще к большему понижению напора (на 6,5%) привела постановка в сечении 11 — П конуса с диаметром отверстия с(„,„=29 мм (см. рис. 5.23). Постановка конусов еще ближе к шнековому преднасосу в сечении 1П вЂ” 111 (19 мм от входной кромки лопасти шнека на периферии) вызвала еще большее понижение напора на максимальном расходе до 12,5Ъ от напора насоса со свободным входом. Повышение напора при Я=О оставалось примерно таким -$м' и,'нне Рис.

о24. Характеристики насоса с'коническими перегородками а сечении Ш вЂ” Ш О Гамм) же, как и прн постановке соответствующих конусов в сечении П вЂ” 11 (рис. 5.24). Можно ожидать, что в тех случаях, когда постановка конуса увеличивает напер насоса, форма кавнтационной характеристики насоса улучшится за счет уменьшения потерь и устранения закрутки. Это должно происходить на режимах дик(дик р,и. При д„)д„,р,к, когда напор насоса с конусом ниже, чем со свободным входом, антикавитационные качества также могут улучшиться, если падение статического давления в активном потоке за счет падения потерь энергии от постановки конуса меньше, чем падение давления за счет закрутки.

Так при установке конуса в сечении 1 — 1 форма кавитацнонных характеристик улучшилась, так как напор насоса повысился (рис. 5.25). Установленный в сечении П вЂ” 11 конус ггко,=29 мм, несмотря на уменьшение напора, повысил анти- кавитационные качества (рис. 5.26). В остальных случаях на 20~Па/бг.сг кг2 П,г п п,г П.г п,л П.чр„, МПа Рнс. 5.25. Кавнтацконнне характернстнкк насоса с коническими перегородками в сеченнн 1 — 1 (1=72 мм): ч эх 0.229 — гП~Ва/нг бг гб б ОП П,О О О.г 42 цп де рб.„лпа Рнс.

5.26. Кавнтацноннме характернстнкн насоса с коннческкмн перегородкамн в сечении П вЂ” 11 (1=27 мм): Р „О. 229 Режимах г)ек)Пвк,вред Установка конУса УхУдшила фоРмУ кавитационной характеристики. Правильно подобранная коническая перегородка может повысить напор насоса на режимах с обратными токами и улучшить кавитационные характеристики. Глава ру ОСЕВЪ|Е И РАДИАЛЬНЫЕ СИЛЫ В ШНЕКО-ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ ад, ОсеВые силы В насосе гидродинамические осевые силы действуют на шиеко-центробежное колесо насоса и на колесо импеллерного уплотнения. Осевые силы определяются при проектировании насоса для расчета разгрузочного устройства и подшипников.

6.1.1. Осевая сила, действующая на шнека-центробежное колесо Найдем связь осевой силы с гидродинамическими параметрами потока жидкости. Для этого воспользуемся уравнением для количества движения, выделив контур а — а — б — б — в — г— — г — д — д на рис.

6.1. В проекции на ось г получим Рдр* + РЮ (с1* сы) 'г, (6.2) Для исключения вредного влияния на поток в центробежном колесе утечек, подводимых через отверстие В, в заднем диске 999 где 1т, — осевая сила (положительное направление )г, совпадает с направлением сн); Р, — площадь проекции контура на плоскость, перпендикулярную оси г. Из выражения (6.1) следует, что для расчета осевой силы необходимо знать распределение давления по выделенному контуру. На поверхность а — а действует давление на входе в шнек Р„а на поверхность б — б — давление на выходе из шнека, равное р|+РН„.

В одноступенчатом насосе разгрузочная полость А может соединяться несколькими отверстиями В со входом в центробежное колесо. Тогда среднее давление в разгрузочной полости рр, р будет превышать давление за шнеком на величину перепада давления на отверстии ЛР0Т;. Рралр = Р1 + Ро~т.ш + аротв иногда не делают отверстий, а утечки отводят из разгрузочной полости А на вход в насос. В этом случае можно записать, что Рргзтр = Рвх + (артруб (6.3) где Ьр,руб — потери в трубопроводе отвода утечек. Рнс. 6.1.

Схема шнеко-нентробежного насоса лля оп- релелення осевой силы с,г На основании изложенного интеграл, входящий в уравнение (6.1), можно выразить через составляющие осевой силы ЬЯ, = ~ Р((Р, = — Р, + и ~ йр( — — ) (р, + РН„)— р, п(гера гсрз) Ррггтр+ г( (а 2 2 (6.4) где (2 = )" Р((Г;, 12 = )" Р(Кг. Рг (б — г( Рг (г — г! В ступенях многоступенчатого насоса (кроме последней) в осевом зазоре у заднего диска утечки направлены от центра к периферии и разгрузочная полость А отсутствует.

Поэтому в уравнении (6.4) применительно к таким ступеням будет отсутствовать третий член, а интеграл 12 определяется по всей поверхности заднего диска. Для расчета осевой силы по формулам (6.1) и (6.4) необходимо знать распределение давления по боковым поверхностям «напорной» части дисков (интегралы У( и 12). На рнс. 6.2 приведены опытные распределения давления по диску (в осевом зазоре) высокооборотного насоса (г(/г2=0,42; г2=0,09 м) при различных по величине и направлению утечках (утечки измерялись: утечки от периферии к центру диска приняты положительными, от центра к периферии — отрицательными). Видно, что наибольшее падение давления с уменьшением радиуса соответствует утечкам, направленным к центру, наименьшее — утечкам, направленным от центра. Направление утечек изменяет характер распределения давления.

Увеличение утечек, направленных к центру, приводит к большему падению давления, а в случае утечек, направленных от центра, величина утечек не оказывает заметного влияния на распределение давления. Опыты показывают, что чистота поверхностей диска и стенки в пределах су 7 в 17 5 практически не влияет на распределение давления. Влияние размеров и формы осевого зазора на Яе 8,3 две ада агг дм ага дга агв д -р Рис Рис.

0.2. Распределение давления по радиусу диска в зависимости от ве- личины и направления утечек (Я/ыут~ =0033; 3=0073; а-73'): — !о оу 8 ' и/2 1.8 — О,з — 2,1 аисиеримеит 4)боаиаче- иии расчет ио Формулам (2,14) и (2.18) (6.7) (2.!4) и (2.16) (6.8) (6.8] распределение давления показано на рис. 6.3. Из рнс. 6.3 следует, что изменение размеров зазора в пределах, характерных 3 для высокооборотных насосов (У= — =0,03 —:О,!), не сказыГе вается на распределении давления. В этих же предалах изменения 5 форма зазора не оказывает влияние на распределение давления, о чем свидетельствуют данные, соответствующие зазорам с а=75' и 70' (постоянная и переменная по радиусу ширина зазора) прн о =0,106.

Только большие, не характерные для высокооборотных насосов, значения Я могут оказать влияние на давление в зазоре (см. данные для о =0,3). Отметим, что испытания показали отсутствие влияния числа зте = — 2 на распределение давления (Ке=3,4 106 —:1,4Х Х107). О,В 47 О,В ОФ ООВ РгР илне О, 07 Рис. 6.3. Графики влияния размеров н формы осевого зазора на рнсоределение давления (сг/мг2 — — 0,033): з о,зоо О.!06 О,О7З О,766 0,057 о,оз 90 70 7О 75 75 Обозначение оя о — — Я-2,5 76 — З; о — О =О У ига 2 Данные, приведенные на рис. 6.4, иллюстрируют это на примере утечек, направленных к центру. На распределение давления оказывает также влияние закрутка потока на периферии осевого зазора.

Обычно принимают эту закрутку равной окружной скорости на выходе колеса с2н [10). В главе ! было показано, что на начальной окружности сборника н, следовательно, на периферии зазора закрутка определяется течением в отводе. Эта закрута са отличается от ся„. По формуле (2.16) можно для различных режимов работы насоса определить изменение скорости са„по углч в начальной окрчж- л :,о ности (по периферии зазора). '1'огда усредненное значение закрутка са определяется следующим образом; яи о (6.5) Прн известной скорости са распределение давления по раднусу диска для случая утечек, направленных к центру, можно определять, используя соотношения (2.14) н (2.15).

Прн нулевых утечках Я„=О) в осевом зазоре между днском н корпусом жидкость вращается с постоянной угловой скоростью [5) (6.6) Зависимость коэффициента $ от са„— — м-, у н Ке приведена ия на рнс. 6.5. Прн расчетах в качестве Я следует принимать среднюю ширину осевого зазора.

Используя соотношения (1.6) н (6.6), получим следующее выражение для распределения давления в зазоре прн нулевом расходе: оа Р ! — 7а (6.7) 2 г!я где г= г/г. Рнс. 6.4. График распределения давления при различных числах Реанольдса: о.'ы с е,озк — вд ° ~в — '. од г нl' 3 0,05! ~: Π— ие зл ю'. +— / и ао ° ю'. и — и =~ юч °вЂ” йе-1л ю о ооо о,~о о,го ого ого р,—,о дг Ра. Прн утечках, направленных от центра, угловая скорость жидкости возрастает с увеличением радиуса от нуля (принимаем, что в осевой зазор утечки поступают без закрутки) до угловой скорости, соответствующей закрутке потока на периферии зазора — *" . Пренебрегая влиянием величины утечек на гз распределение давления (см.

рис. 6.2), примем, что угловая скорость жидкости изменяется с йг радиусом по квадратичной зависимости; где Ит = й„/гт. Рис. 6.6. График зависимости коэффициента $ от окружной скорости на пернферни осевого зазора сз„, ширины зазора 8 и числа Рейиольдса ке ! Тогда с помощью соотношения (1.6) найдем распределение давления для случая утечек, направленных от центра зазора: Рт — Р зв г +Н вЂ” т Г(1 й )з (1 й.)з (, й„)е риза (! — Тр„). ~ 6 (6.8) 6 Сравнение распределений давления, рассчитанных по формулам (2.!4), (2.15), (6.7) и (6.8), с экспериментальными данными показывает, что при обычных для высокооборотных насосов зазорах (У=О,ОЗ вЂ ; 0,1) и чистоте обработки поверхностей, при которой диски и стенку можно считать гладкими (~7 — т75,) расчетные соотношения хорошо отражают действительную картину течения в осевом зазоре (см.