2.1.4. Пересчет характеристик центробежных машин при изменении частоты вращения

Пусть известны параметры H_I, , N_эфI насоса (вентилятора) при частоте вращения n₁. Требуется получить эти параметры при частоте вращения n_II. При удовлетворении условия гидродинамического подобия течения жидкости в проточной части насоса, т. е. _г  = const, получены формулы пропорциональности

= , H_II = H_I , (2.10)

N_эфII = N_эфII . (2.11)

Очевидно, что эти формулы справедливы лишь в узком диапазоне изменения n, т. к. с изменением частоты вращения изменяется скорость течения жидкости в насосе, а значит, и число Рейнольдса, т. е. нарушается условие гидродинамического подобия. На практике формулами (2.11) пользуются в области 0,8 < < 1,25.

Уравнение

H =H_I (2.12)

называют параболой подобных режимов (рис. 2.9), т. к. она характеризует зависимость H от с изменением частоты вращения n при условии постоянства _г .

2.1.5. Компенсация осевых усилий в центробежных насосах

О севые силы возникают в центробежных машинах как результат неодинакового распределения давлений, действующих на рабочие колеса с передней (обращенной к всасывающему патрубку) и задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает и в результате динамического действия потока, входящего в рабочие колеса. В крупных многоступенчатых центробежных насосах осевые силы могут достигать нескольких тонн, приводя к преждевременному износу подшипников и уплотнений; в компрессорных машинах в силу малой плотности газа эти силы не столь значительны.

Пусть у входа в рабочее колесо давление равно р₁ (рис. 2.5). При наличии уплотнения 1 на входном диаметре колеса конечное давление р₂ распространяется через зазоры 2 и 3 между колесом и корпусом насоса. В полости закрытого рабочего колеса между входными и выходными кромками лопаток (т. е. на радиусе от R₁ до R₂) осевые силы полностью уравновешены. Действительное осевое давление в любой точке наружной поверхности колеса определяется давлением р₂ (на радиусе R₂) и центробежным давлением, обусловленным вращением жидкости в зазорах 2 и 3. В передней же стороне на радиусе R_у действует постоянное давление р₁. Вследствие этой асимметрии и возникает осевая сила Р_р (рис. 2.5). В силу малости зазоров 2 и 3 средняя угловая скорость жидкости в них вдвое меньше скорости колеса на данном радиусе, что позволило получить формулу для осевой силы:

(2.13)

где  — угловая скорость вращения колеса, с^–1;   = 2πn.

Сила, обусловленная динамическим давлением входящего потока на колесо:

Р_д =  u₁. (2.14)

Суммарная осевая сила, действующая на одно рабочее колесо центробежной машины:

Р_ос = Р_р – Р_д. (2.15)

Как видно из формулы (2.13), при данных размерах колеса и частоте вращения осевая сила тем выше, чем больше давление р₂. Поэтому при дросселировании, когда р₂ возрастает, осевая сила также растет.

Компенсация осевой силы происходит благодаря следующим конструктивным решениям:

- применению рабочего колеса с двусторонним входом либо с двусторонним симметричным входом (для многоступенчатых машин);

- использованию переточных отверстий и ложной ступицы;

- выполнению импеллера на задней стороне рабочего колеса;

- в многоступенчатых насосах — установке разгрузочного диска (гидравлической пяты).

Рабочее колесо с двусторонним входом (рис. 2.6 а) не передает осевой силы на вал в силу своей симметрии; колеса такого типа широко используются в одноступенчатых центробежных насосах. При использовании переточных отверстий 2 (либо специальной соединительной трубки) и ложной ступицы 3 (рис. 2.6 б) диаметр последней выполняют таким же, как и диаметр уплотнения 1 рабочего колеса. Благодаря переточным отверстиям давления по обе стороны колеса на радиусе R_у выравниваются и сила Р_р исчезает. Динамическое усилие Р_д невелико и может восприниматься подшипником. Этот способ уравновешивания удобен и прост и поэтому широко распространен. Его недостатком является некоторое понижение объемного КПД за счет дополнительного перетекания через отверстия.

Рис. 2.6. Способы компенсации осевой силы в центробежных насосах: а) колесо с двусторонним входом жидкости; б) колесо с переточными отверстиями и ложной ступицей; в) колесо с импеллером; г) эпюра давлений для колеса с импеллером; 1 — уплотнение колеса; 2 — ложная ступица; 3 — переточные отверстия; 4 — лопасти импеллера

Импеллер, состоящий из радиальных лопаток 4 на задней стороне рабочего колеса (рис. 2.6 в), при заданной частоте вращения создает такое центробежное поле давления, площадь эпюры которого (рис. 2.6 г) в точности равна площади эпюры центробежного давления в зазоре между передней частью колеса и корпусом (рис. 2.6 в). Это приводит к уравновешиванию осевой силы. Недостаток метода: при изменении частоты вращения эффект компенсации осевой силы нарушается.