книги из ГПНТБ / Пфлейдерер, Карл. Лопаточные машины для жидкостей и газов водяные насосы, вентиляторы, турбовоздуходувки, турбокомпрессоры

давления, а дальше по течению в месте удара о стенки, известным образом «в тени» места отрыва.

3. Уменьшение пропускной способности и неполное преобразо­ вание повышенной скорости в давление вызывает сильное снижение к. п. д. и полезной мощности. На основании этого явления стано­ вится понятным (см. раздел 84), почему к. п. д. возрастает только до некоторого предела с увеличением числа оборотов, а затем вновь снижается, что и определяет типичный вид так называемых топо­ графических характеристик насосов,

Повышенные скорости, которые вызывают явление кавитации при перемещении жидкости, могут быть причинами возникновения звуковой скорости в случае газовых машин, вследствие чего к. п. д ухудшается примерно таким же образом, как и при кавитации. Опасные по кавитации места являются также опасными в случае перемещения газов из-за возможности приближения к звуковой скорости (см. раздел 43).

Выбор материала. Безусловно правильнее избегать появления кавитации, чем бороться с разрушением материала путем надлежащего его выбора. Во многих случаях, однако, приходится заведомо создавать установки, работающие на границе кавитацион­ ного режима, например, когда для удешевления и упрощения уста­ новки стремятся выбирать возможно большие числа оборотов и большие высоты всасывания (малый напор на входе у насосов, подающих горячую воду). В этих случаях явления кавитации весьма возможны, и в соответствии с этим приходится применять

и большое относительное удлинение; они должны хорошо сопро­ тивляться химическим воздействиям и легко полироваться. Совер­ шенно недопустимы хрупкие материалы, как стекло, бакелит или чугун, особенно серый; чугун перлитного строения значительно более устойчив. Особенно пригодны стали с мелкой пластинчатой перлитной структурой, еще лучше литая хромистая сталь, хромо­ марганцовистая сталь [178], [179] или нержавеющая сталь. Вяз­ кие бронзы, применяющиеся для судовых винтов, не дают аналогич­ ных хороших результатов в лопаточных насосах.

Весьма эффективным оказалось применение защитных покрытий и особенно наваривание на поверхности устойчивых против кор­ розии материалов, последнее — при условии тщательного выпол­ нения. Совершенно непригодным оказалось резиновое покрытие. Укажем еще раз на весьма большое значение качества обработки поверхностей. Всякие шероховатости, в том числе и следы обработки в виде рисок и т. п., должны быть устранены.

35. НАИБОЛЬШАЯ ДОПУСТИМАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ

Вопрос об исключении возможности кавитации в насосе совпа­ дает с вопросом о наибольшей допустимой высоте всасывания. Под высотой всасывания насоса подразумевается разрежение во вса­

190

сывающем патрубке, измеренное в метрах столба жидкости, отно­ сительно давления на зеркале всасываемой воды (которое большей частью равняется атмосферному давлению). Следовательно, согласно фиг. 116 она равняется

с2

= SS + ■Zj + Yg ' (5'

Обозначения приняты по правилам UDI, причем вели­ чины измеряются в метрах водяного столба:

es — расстояние по верти­ кали от оси вращения до зер­ кала всасываемой воды для насоса с горизонтальным ва­ лом; для насосов с вертикаль­ ным в'алом вместо оси вала берется наивысшая точка всасывающей кромки ло­ патки;

Zs — сопротивление вса­ сывающего трубо­ провода;

cs — скорость во всасы­ вающем патрубке насоса.

Необходимо подчеркнуть,

быть учтена. Для этого можно поднять манометр до высоты места опасного по кавитации, т. е. примерно до точки В и соединить мано­ метрической трубкой, наполненной водой, с нижней точкой присое­ динения. Отсчитываемое при этом пониженное давление может быть обозначено как «полная высота всасывания». Эта величина находится в следующем соотношении с нормированной высотой вса­ сывания (5. 1)

191

кости), причем pt выражается в кг/см2, у — удельный вес жидкости

вкг/м3; эти данные берутся по таблицам пара;

А— давление наружной атмосферы, или в случае насоса, отка­ чивающего из закрытого бака, давление в этом баке;

es — расстояние по вертикали от точки В до зеркала воды в баке. Тогда давление в точке В составляет:

потока, т. е. Нв = Ht, то наибольшая высота всасывания составляла

бы = А — Ht. Однако, если, исходя из этого, вычислить высоту всасывания для обычных условий, то получим значение с' больше 9 м, т. е. значительно выше действительно наблюдаемых значений.

Следовательно внутри канала должны быть такие места, где давление меньше, чем в точке В. Это было уже установлено раньше при рассмотрении влияния конечного числа лопаток (см. раздел 20). Если обозначить это дополнительное снижение давления между

давления Д/г над давлением парообразования, чтобы устранить кави­ тацию внутри насоса. Обозначим это дополнительное снижение давления Д/г как «потребный кавитационный запас». Согласно урав­ нению (5. 2) эта величина составляет

Д/г = А — (Hs)max. (5.5)

Непосредственные наблюдения за течением жидкости показы­ вают, что кавитация начинается раньше, чем начинается ее влияние на к. п. д. или на расход. Иногда даже обнаруживают, что непо­ средственно перед снижением к. п. д., высоты напора или расхода, их значения несколько повышаются. Это уменьшение сопротивления потока в начале кавитации может быть объяснено тем, что с нача­

питания котлов) рекомендуется ввести на правой стороне уравне­ ния еще отрицательный член hk, обусловленный влиянием массо­ вых сил, который пропорционален c'L'(c' — скорость, L' — длина всасывающего трубопровода).

192

Давления Д и /г, показанные на фиг. 119, равны друг друйу. Таким образом, симметрично обтекаемая входная кромка лопатки, находящейся в решетке, в целом не оказывает силового воздействия на поток, но это не относится к обтеканию ее отдельных участков.

Распределение давления при обтекании рассчитывалось различ­ ными способами [184] для неограниченного плоско-параллельного потока идеальной жидкости, обтекающего изолированную лопатку. Как следовало ожидать, при этом понижение давления получается тем больше, чем меньше длина участка /,, соответствующая пере­ ходу к полной толщине лопатки s, (т. е. чем больше отношение /j/Sj). Если полученные для идеальной жидкости результаты пере­ нести на радиальную или осевую решетку лопаток и написать выра­ жение для понижения давления в виде

где w0 представляет скорость невозмущенного относительного тече­

Если в случае идеальной жидкости понижение давления полу­ чается очень различным в зависимости от формы передней кромки, то у реальной жидкости это различие оказывается значительно меньшим. Опыты Вольфа [181 ] показали, что при всех закруглениях получается приблизительно одинакогое понижение давления на передней кромке, потому что теоретический пик пониженного давления подавляется отрывами вихрей; Эккерт также установил при измерениях на умеренных сверхзвуковых скоростях, что закруг­ ление передней кромки действительно оказывает мало влияния. Например, полукруговое или эллиптическое закругление создают одинаковое пониженное давление, так что приведенная выше боль­ шая разница в действительности не существует. Это важно для практики, потому что точный контроль закругления передней кромки не осуществим у лопаточных колес, а, с другой стороны, при больших скоростях набегающего потока wa всегда приходится считаться с значительным понижением давления. При X" = 0,25

кривые на фиг. 117 подтверждают, что разрежение д Л” *возникает также у радиальных колес и оно может превышать значение Дй'. Если обтекание происходит не безударно, то наблюдается одно­

стороннее увеличение разрежения, о чем будет изложено в конце раздела 41.

в) Кривизна стенок покрывных дисков колеса перед входом на лопатки. В случае радиального колеса течение непосредственно перед лопатками отклоняется от осевого в радиальное направление. Вследствие этого давление в точке А" больше, а в точке А' меньше, чем у неотклоненного течения. Между наружной и внутренней ограничивающими поверхностями имеется средняя скорость с07!. Если со; —скорость у внутренней ограничивающей поверхности, а следовательно и в точке А', то по сравнению с этой средней струей

Расчетное определение этой величины предполагает построение картины токов согласно разделу 42.

Повторные изгибы всасывающего трубопровода в различных плоскостях могут вызвать закручивание потока перед входом в рабочее колесо, благодаря чему по оси образуются пустоты, кото­ рые могут быть втянуты в колесо. При большой ширине всасываю­ щего трубопровода (грязевые насосы) подобное вращательное дви­ жение может возникнуть даже в прямых всасывающих трубах, если подача производится несимметрично относительно входа во всасывающую трубу. Отсюда следует, что необходимо особенно тщательно выполнять всасывающий патрубок у быстроходных насосов большой мощности и необходимо избегать любой возмож­ ности образования даже самой малой циркуляции в потоке на входе.

г) Сопротивления. Сужение сечения вследствие ненормально большого числа или толщины лопаток увеличивает падение давле­ ния так же, как поджатие потока или сопротивление трения. Для уменьшения трения стенки должны быть гладкими, каналы рабо­ чих колес должны иметь гидравлически благоприятную форму. В особенности необходимо избегать острых углов между рабочими лопатками и покрывными дисками. Большие неровности и выступы на входе в рабочее колесо вследствие недостаточно тщательно очищен­ ной литейной корки могут преждевременно вызвать кавитацию.

д) Кавитация в зазоре. У полуоткрытых рабочих колес, как это часто делают у быстроходных машин и, в особенности, у осевых насосов, в зазоре между рабочим колесом и стенкой корпуса вслед­ ствие разности давлений создаются местные повышенные скорости и срывы вихрей, аналогично вихрям на концах крыльев самолета; эти срывы усиливаются при заостренных торцовых кромках лопа­ ток. При достаточно большом разрежении на задней стороне лопатки, т. е. при большой высоте всасывания, внутри вихря господствует еще большее снижение давления, которое приводит к местному

196

парообразованию; последнее приводит к сильному разъеданию корпуса и лопаток. Предупредительной мерой против этого является установка стальных листов на опасных участках кожуха [187] (обечайки).

37. КАВИТАЦИОННЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ 5 (КОЭФФИЦИЕНТ КАВИТАЦИИ а) И ОПТИМАЛЬНЫЙ ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ

УГОЛ роа ПОТОКА НА ВХОДЕ

Материалы исследования, приведенные в данном параграфе, имеют целью не только создать возможность исследования кавита­ ционных режимов в области входа, но также определить оптималь­ ные условия; при этом будет показано, что .выбору угла рОа течения

через крайнюю точку а} этой кромки. Отсюда получается, что дополнительное разрежение (потребный кавитационный запас) со­ стоит из следующих частей:

Здесь w0 или с0 являются относительной или абсолютной ско­ ростями потока, измеренными во всасывающем патрубке перед вса­ сывающей кромкой рабочей лопатки; Xj и а2 являются эмпири­ ческими коэффициентами, которые необходимо так определить, чтобы первый член на правой стороне представлял понижение давле­ ния вследствие повышенной скорости в канале выше начальной скорости и>0, а второй член — дополнительное понижение давления на образование скорости с0 и вслеяствие трения.

Величины kj и Х2 согласно разъяснениям, данным в предыдущем разделе, зависят от формы и трения, следовательно, подвергаются сильным колебаниям и, в особенности различны для насосов и турбин Для обычно применяемых насосов можно принять в среднем X! = 0,3 и X, = 1,2, как показали опыты на лопатках самой разнообразной

197

формы, если, конечно, ограничиться случаем безударного входа. Отклонения от безударного входа увеличивают коэффициент К,. Характер заострения начального участка лопатки, расположенной в решетке, вследствие вязкости жидкости, не имеет такого большого влияния, как этого следовало бы ожидать на основании расчетов для идеальной жидкости. В противоположность этому кривизна стенок, шероховатость, толщина лопаток и шаг лопаток обусловливают большие колебания, которые нельзя аналитически определить. В то же время они вызывают увеличение коэффициента X] по напра­ влению к втулке, так что действительное место наибольшего разре­ жения не обязательно лежит на крайней линии тока ахаг.

Влияние масштаба выполнения размеров машины мы рассмот­ рим ориентировочно в начале раздела 39. Сравнительно малое значение X] понятно, потому что инженер интересуется только такими режимами работы, при которых происходит измеримое падение к. п. д. и мощности, т. е. образование пустот достигает уже известного распространения. Коэффициент Х2 должен быть принят несколько больше единицы, учитывая трение, и потому что согласно уравнению Бернулли весь скоростной напор опре­ деляет изменение давления. Таким образом, дополнительное раз­ режение, от которого зависит величина потребного кавитационного запаса давления, определяется как понижение давления в месте кавитации относительно точки (на одинаковом уровне) во всасываю­ щей области, где скорость с0 замедляется до нуля.

Это определение величины д/г не совпадает с уравнением (5. 3)

поскольку там было принято, что Hs измеряется во всасывающем патрубке, где имеется скорость cs и она не замедляется до нулевой скорости. Поэтому это уравнение дает пониженное значение для Д/г

на величину c2,2g. Но мы можем пренебречь этой малой поправкой, если результаты позднее проверим экспериментальным путем и при этом применим значение Д/г, вычисленное по уравнению (5. 3). Благодаря этому мы достигнем совпадения с обычным определе­ нием д/г. Кроме того, для получения оптимальных значений необходимо применить коэффициент X 2 больше единицы.

Очевидно наибольшая относительная входная скорость w0 соз­ дается в крайней точке А, всасывающей кромки лопатки (если не имеет места предварительная закрутка потока против вращения колеса), в то время как скорость с0 большей частью не изменяется или очень мало изменяется вдоль всасывающей кромки. Ввиду того, что преимущественно представляет интерес поток в окрестности этой точки яп наши рассуждения справедливы одновременно и для осевого колеса, при диаметре Ds всасывающего патрубка, равном наружному диаметру колеса. Величинам, которые наблюдаются в точке Яр вновь присвоим индекс я, как это было сделано в уравне­ ниях раздела 29.

Рассмотрим в качестве независимой переменной величины угол входа роа относительного потока в точке я,, т. е. угол между напра­

влением скоростей wy и и1о = ~DS поскольку эта величина пол-

198

ностью определяет условия входа в колесо и тем самым также допол­ нительное понижение давления Дй. Этот угол, следовательно, также диаметр Ds всасывающего патрубка имеет оптимальное значение, что следует из дальнейших рассуждений. Будем исходить из слу­

нечного значения, будет уменьшаться значение и1а от со до 0; в то же время скорость с0 неограниченно растет и при Ds = 0 становится бесконечно большой. Между этими двумя предельными значениями, очевидно, должен находиться диаметр, соответствующий минималь­ ному значению Дй.

В то же время диаметр Ds связан однозначно с углом роа, причем

означает относительную закрутку потока на входе, соответственно, уравнение (5. 8) можно применить к общему случаю, когда имеется закрутка потока во всасывающем патрубке и тогда согласно фиг. 79

на Ds из уравнения (5. 8).

Если полученные таким образом значения w0 и Со ввести в урав­ нение (5. 7), то после небольшого преобразования получим

($г tg Poa)S/:

199