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

вающего трубопровода большого диаметра необходимо расположить и сконструировать всасывающее отверстие во всасывающей шахте и сконструировать самую всасывающую шахту таким образом, чтобы вода не приобрела вращательного движения [193] (см. также раздел 36).

аг) Предвключение добавочного насоса, расположенного воз­ можно глубже и работающего при малом числе оборотов. Особую, применяющуюся в малых установках, конструк­ цию для засасывания с больших глубин пред­

шает высоту всасывания.

бв) Устранение резких изменений направления у входа в колесо и во всасывающем патрубке.

круткой потока по вращению на входе в рабочее колесо (cOu/uia приблизительно берется от х/5 до V8) улучшает всасывающую способ­ ность. У лопаток с двоякой кривизной необходимо в этом случае учесть падение давления по направлению к оси. Если необходимо сохранить осевой вход, то установка направляющего аппарата с малым сопротивлением (перед входом) оказывается благоприятной, поскольку перед колесом имеется значительное изменение напра­ вления потока. Закрутку потока, улучшающую всасывающую его

210

Если определять для любой точки напорной характеристики коэффициент кавитации а экспериментальным путем, то эта вели­ чина приобретает свое минимальное значение при расходах несколько выше нормального и в общем сильно увеличивается с ростом рас­ хода. С помощью стробоскопа можно непосредственно наблюдать за процессом кавитации и на основании этого сделать точные выводы.

ше, чем в точке В напорной характеристики, то больше не наблю­ дается кавитации в рабочем колесе данного насоса, потому что на входе в колесо возникает вращательное движение воды, что увеличивает абсолютную входную скорость. Это вращение воды вызывается обратными токами воды из рабочего колеса вследствие наклонного положения входной кромки. Но при этих малых нагруз­ ках кавитация происходит на входе в направляющий аппарат, а именно на всасывающей стороне направляющих лопаток, несмотря на высокое давление в зазоре.

Если с помощью уравнения (5. 19) определить коэффициент S

212

судить по кривой Hs max, построенной внизу фиг. 128. При этом насос лучше всего всасывает при незначительном превышении нор­ мальной нагрузки.

Эти характерные кривые коэффициента S справедливы также для осевых насосов [200] с оговоркой, что здесь оптимальное его зна­

на всасывающей стороне.

чение в тем большей степени перемещается в сторону повышенных расходов, чем более плоский профиль имеют рабочие лопатки.

При этом следует отметить, что полученные значения кавита­ ционных коэффициентов быстроходности для радиальных и осевых насосов мало отличаются друг от друга, несмотря на разнообразие конструктивных форм и различие методов измерения [201 ].

42. ОБРАЗОВАНИЕ ПУСТОТ ВСЛЕДСТВИЕ ВЫДЕЛЕНИЯ ГАЗОВ

При понижении давления из воды выделяется воздух, что также приводит к образованию пустот. Согласно закону Генри-Дальтона объем воздуха в растворимой жидкости является постоянным при любом давлении и зависит только от температуры; объем раство­ ренного воздуха уменьшается с ростом температуры. Например, вода при 20° С растворяет 0,02 объемных части, при 100° — 0,015 объемных части воздуха. Вследствие этого при подъеме воды во всасывающем трубопроводе, когда давление должно снижаться

213

с атмосферного А до значения hi, растворенный воздух увеличивает свой объем в А/hi раз и часть его (0,02Л/Л| — 1) объемных частей выделяется в виде мелких воздушных пузырьков, е.сли для этого имеется достаточно времени.

Образование воздушных полостей значительно менее неприятно, чем паровых. В частности отсутствует сильный шум и разрушение материала, так как в данном случае нет химического воздействия. Снижение к. п. д. также наблюдается лишь при сильном обогаще­ нии воздухом. Имеются даже попытки сделать безвредным обра­ зование паровых полостей путем введения воздуха в места их. воз­ никновения, потому что наличие воздуха смягчает пооцесс конден­ сации пара и разрушения паровых пузырей. В случае высокого насыщения воды воздухом а = a/as (где а — количество раство­ ренного воздуха и as — содержание воздуха в насыщенной воде, максимально возможное при данной температуре), то при снижении давления сперва образуются воздушные полости, а затем только — паровые. Но при этом образовании воздушных полостей принци­ пиально должен сохраняться закон подобия [202], [203] о = Mi/H, если в выражение для разрежения ДЛ ввести вместо давления насы­ щенных паров равновесное давление воздуха, когда при раство­ ренном количестве воздуха а = a/as = 1. Для практики, однако, начальный период образования воздушных полостей не играет осо­ бенной роли, потому что, как упоминалось, у насосов вредные послед­ ствия этого весьма незначительны, если не имеет место исключи­ тельно высокое перенасыщение или вместо воздуха в воде раство­ рены химически агрессивные газы. Существенно отметить, что на образование водяного пара, т. е. на действительную кавитацию содер­ жание воздуха влияет мало, следовательно, кавитационный коэф­ фициент быстроходности Smax или smin, от которого зависит сни­ жение к. п. д. и начало кавитационного разъедания материала, остается в достаточной степени независимым от содержания воздуха. Только при малом давлении наблюдается заметное влияние выде­ ления растворенного воздуха [204].

43. ОГРАНИЧЕНИЕ РЕЖИМОВ РАБОТЫ КОМПРЕССОРОВ СВЕРХЗВУКОВЫМИ ЯВЛЕНИЯМИ

В разделах 14 и 34 уже указывалось, что при замедленном тече­ нии газа наличие сверхзвуковых скоростей приводит к скачкам уплотнения и соответственно к такому же ухудшению к. п. д., как и кавитации у водяных машин. Следовательно скорости газа в ком­ прессоре по возможности должны быть ниже скорости звука.

Если наблюдаемые давления при кавитации следует сравнивать с давлением паров жидкости, то здесь аналогичным образом сравни­ ваются скорости потока со скоростью звука или другими словами, вводится в рассмотрение число Маха. Скорость распространения звука дана уравнениями (253) — (256) раздела 14.

При сжатии газов и, соответственно, при замедлении скорости наряду со скачками уплотнения возникают еще другие потери,

214

которые обусловлены отчасти нагреванием из-за потерь на трение, отчасти повышенной чувствительностью к сильному расширению сечений. По этим причинам оптимальные значения к. п. д. всегда лежат значительно ниже границ перехода через скорости звука х. Это предварительное падение к. п. д. неизбежно (что противоположно поведению насосов при кавитации, когда к. п. д. до начала обра­ зования пустот остается либо неизменным, либо даже несколько повышается перед падением). Поэтому можно считать правильной при конструировании компрессора тенденцию достаточного удаления от скоростей звука.

. Могут быть случаи, когда приходится мириться со снижением к. п. д., обусловленным интенсивным торможением потока и идти на предельные значения приближения к скорости звука. Рассмотрим теперь способы определения этих предельных значений. При этом мы должны иметь в виду, что слабый скачок уплотнения не вызывает больших потерь, чем постепенное торможение потока [206].

Места наибольших скоростей в компрессоре большей частью соответствует местам, опасным по кавитации у водяных машин. Широкая аналогия процесса перехода через скорость звука стано­ вится ясной с явлениями кавитации. Если напомнить, что скорость звука а пропорциональна корню из абсолютной температуры и что там, где давление повышается, растет также и температура, то ста­ новится ясно, что в диапазоне повышенных давлений почти также редко наблюдается приближение местных повышенных скоростей к скорости звука, как и возникновение кавитации в случае пере­ мещения воды. Конечно, при этом необходимо принять во внимание, что температура не так быстро повышается как давление и поэтому в зоне повышенных давлений возникновение кавитации все же зна­ чительно менее вероятно, чем возникновение чисел Маха больше 1.

Сверхзвуковые течения следовательно, почти всегда возникают как правило на входе в рабочее колесо, т. е. непосредственно за вса­ сывающей кромкой аД, и самая крайняя точка ai этой кромки пред­ ставляет наиболее опасное место (фиг. 12).

Для определения максимальной скорости а>шах за входом в рабо­ чее колесо можно использовать соотношение

в точке ai- Коэффициент X следует также оценивать как и М в урав­ нении (5. 7), который в среднем принимался равным 0,3. В данном случае можно выбрать несколько меньшее значение, а именно между

1 Данное указание автора справедливо по отношению к компрессорам, спроекти­ рованным на дозвуковые скорости обтекания.

При специальном проектировании, ориентирующемся на сверхзвуковые скорости (так называемые «сверхзвуковые компрессоры»), оптимальные, и притом достаточно высокие значения к. п. д. достигаются именно при сверхзвуковых относительных скоростях и при переходе на дозвуковые скорости наблюдается заметное падение к. п. д. Прим. ред.

215

Применение несколько меньшего значения X по сравнению с при­ меняемыми для водяных машин оправдывается отсутствием разру­ шения материала, хотя расширение объема в местах повышенной скорости дополнительно увеличивает ее рост; указанная поправка,

особенно чувствительны к приближению к скорости звука (а также к кавитации) и для которых, соответственно, большое значение имеют последующие расчеты, относительный шаг t/L и форма про­ филя оказывает большое влияние на допустимое значение X, как это было также установлено в случае кавитации. С уменьшением шага лопаток указанная чувствительность растет. Эксперименты на изолированных профилях дали большие колебания критического значения w3n/a (при повышении которого сильно возрастает сопро­ тивление профиля) в зависимости от положения и размера наиболь­ шей толщины и кривизны. Конструктор должен тщательно выбрать соотношения, исходя из приведенных соображений, чтобы не пре­ высить названные значения X.

Зависимость от формы профиля менее выражена у центробежных компрессоров и, вследствие уменьшенной входной скорости да0о, вообще значительно меньше опасность перехода через скорость звука.

Входная скорость wQa у радиальных колес с малым удельным числом оборотов большей частью ниже скорости звука. Абсолют­ ная же выходная скорость из рабочего колеса часто ее превышает. В этих случаях, однако, благоприятное воздействие оказывает не только упомянутое выше повышение температуры, но часто также установка безлопаточного направляющего аппарата или лопа­ точного, но на таком большом радиальном расстоянии от выхода из рабочего колеса, что скорость потока успевает снизиться до дозву­ ковой. Кроме того, скачок уплотнения после рабочего колеса не обя­ зательно вызывает более высокую потерю, чем постепенное замед­ ление в канале. Скачок уплотнения и связанные с ним потери отсут­ ствуют у безлопаточного направляющего кольца, как это легко доказать на основании закона количества движения.

Направляющие лопатки, конечно, неизбежны у осевых ком­ прессоров. Но здесь не приходится сомневаться в полезности их применения, поскольку, если степень реакции г больше 1/2, то, согласно фиг. 173, абсолютная скорость с3 на выходе из рабочего колеса меньше относительной входной скорости ш0. В случае, когда степень реакции г меньше 1/2, что, однако, редко встречается у компрессоров (только у воздуходувок, по схеме Шихта, которые всегда работают при дозвуковых скоростях) скорость с3 больше входной скорости w0 и поэтому вход в рабочее колесо определяет условия работы компрессора, если только не имеет места заметное

216

няется абсолютной выходной скорости с3, причем оба они при дан­ ном значении Асц = с3а — cQu имеют минимальное значение и, сле­ довательно, наименьшей является также опасность возникновения сверхзвуковых течений.

В дальнейшем мы будем исходить из наиболее распространен­ ного случая, когда сверхзвуковые скорости возникают сперва на входной кромке лопаток рабочего колеса. Следовательно, как и в случае кавитации рассмотрим самую крайнюю точку аг входной кромки ajy (фиг. 120), потому

что в этом месте, согласно ска­

входную скорость. Знание этого предельного значения wQa согласно уравнению (5. 31), создает возможность непосредственно опреде­

Несмотря на простоту приведенной зависимости, однако, лучше применить тот же аналитический метод, как и при анализе кавита­ ционных режимов, поскольку это позволит непосредственно исполь­ зовать полученные там результаты.

Сравнение уравнений (5. 7) и (5. 31) показывает, что мы можем использовать выводы из уравнения (5. 7), следовательно, все равен-

217

ства раздела 37 также для определения критического режима по ско­ рости звука, если введем

Следовательно, уравнение (5. 7) можно рассматривать как обоб­ щение уравнений (5. 30) или (5. 31).

Но сперва мы должны учесть, что объемный расход V при тече­

В этом выражении мы будем придавать различные значения величине а по следующим соображениям. Уравнение (5. 33) выве­ дено в разделе 14, п. а как приближенное. На фиг. 130 показаны зави­ симости отношения объемных подач (удельных объемов) от отно­

V(JVg в некоторой области с точкой теоретической кривой х, когда величина а выбирается равной:

218

2) критической скорости сЛрип (см. кривую II); при этом скрцт равняется скорости, достигаемой при так называемом критическом

и имеет вид

Построение всех кривых производится в зависимости от отно­ шения скоростей cJcKputn. Характер кривых показывает, что при­ ближение, выражаемое уравнением (5. 33), вполне достаточно

винтересующем нас диапазоне, т. е. когда cjcKpun меньше 0,8, если

в.уравнение (5. 33) вводятся следующие значения а; в диапазоне

умеренных чисел Маха, приблизительно с01скрит < Ч2 значения ag из уравнения (5. 34); в диапазоне больших чисел Маха, т. е. с0/скршп = = 1/2 -т- 0,9 значения скрип из уравнения (5. 34а). Пользование уравнением (5. 33) представляет известную сложность, потому что с0

тывает сужение сечения втулкой согласно уравнению (5. 9). Это выра­ жение, если ввести в него значение диаметра Ds из уравнения (5. 8), которое мы запишем в следующем виде

219