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

время как центробежное колесо в этом отношении ведет себя неудов­ летворительно. Применение центростремительной схемы в компрес­ сорах особенно благоприятно в связи с тем, что в них объем пода­ ваемого газа уменьшается одновременно с радиусом. Целесообразно

вляющие лопатки также действуют положительно и поэтому жела­ тельны, но объем, занимаемый ими, все же меньше, чем у центро­ бежных насосов, потому что отпадает спиральный кожух. Если рассматриваемую схему использовать в многоступенчатом одно­ колесном компрессоре, т. е. в виде, изображенном на фиг. 143, но с обратным направлением потока, то можно использовать их высокую производительность, а также то обстоятельство, что на всех ступенях можно обеспечить примерно постоянную относительную

ширину-^- . Здесь можно рассчитывать на особо удачные результаты

при применении ступеней с противоположным направлением враще­ ния (т. е. обращенных турбин Люнгстрема).

для водоснабжения с лопатками постоянной толщины

Произведем расчет рабочего колеса насоса со следующими дан­

(5. 28) исходя из значения кавитационного коэффициента быстро­

= 8,28 м, следовательно, наибольшая высота всасывания получается очень большой (откуда вытекает, что в данном, случае можно было пойти на увеличение числа оборотов).

Ввиду того, что nq = nl' V/]/~H~3 = 1450 ]/ 0,016/р 963 = 5,98 ле­ жит ниже предельных значений, приведенных в разделе 27 и которые считаются выполнимыми, учитывая, что не может быть парциальной нагрузки насосов, следует перейти к многоступенчатой конструкции. Выбираем nQ=20 для колеса; отсюда число ступеней определится из

по данным раздела 46. Расчетный расход примем равным

V' -- 1,05-0,016 = 0,0168 м3/сек.

250

а) Входной участок лопатки. Принимая к. п. д. равным т, = 0,7, мощность на валу получится N = (16. 96)/(75-0,7) = 29,3 л. с.

Отсюда по уравнению (6. 3) диаметр вала равняется d = 14,41/ — —

= 4,0 см; это значение необходимо увеличить до 42 мм вследствие ослабления вала шпоночным пазом. Отсюда диаметр втулки полу­ чится равным dm = 52 мм. Коэффициент входной скорости е следует

= 2,13 м/сек, то согласно уравнению (6. 5) ширина колеса будет равняться

совпадает с принятым значением. Можно обойтись без предполо­ жения о коэффициенте сужения и его последующей проверки, если

= 23,1 м.

Ввиду того, что у насосов следует всегда учитывать уменьшение мощности вследствие конечного числа лопаток, необходимо принять во внимание данные разделов 21 и 22. Предварительное предполо­ жение об отношении радиусов г2/Г] = 2 дает, согласно .уравнению (4. 45), р = 8/3-Ф7г и при Ф' = 0,85 значение р — 0,324, так что

= 1,324-23,1 = 30,6 м. Поскольку у тихоходных машин по сравнению с другими формами колес скорость сгт берется несколько

251

меньше се, а именно выбирается с2от = 0,9 с0 = 0,9-2,13 = 1,92 л/сек, то согласно (6. 13) будем иметь

+1'Чг^/ + ^'30’6 = 19-4 м,сек-

Так как отношение радиусов г2/^ получилось больше 2, можно сохранить этот результат, принимая во внимание замечание, сделан­ ное в конце раздела 22.

Фиг. 147. Колесо с лопатками, выполненными по дуге круга: •

а — слева — меридиональный разрез; б — наверху — лопатки по дуге круга; внизу — лопатка, вычисленная по точкам при линейном протекании зависимости и» и 0 от радиуса; последняя нанесена пунктиром. Лопатки, выполненные из дуг круга: А — из двух дуг круга; В — скелетная линия из двух дуг круга с разгруженным начальным участком: С — скелетная

Это колесо изображено на фиг. 147. Выше горизонтальной сред­ ней линии показана лопатка, спрофилированная по дуге круга,

252

которая была рассчитана по способу п. а раздела 47, а ниже сред­ ней линии показана лопатка, рассчитанная по точкам по способу п. б того же раздела. Для обеих лопаток принято одинаковое мери­ диональное сечение, которое получается, исходя из линейной зави­ симости меридиональной скорости от радиуса г

(с ) = -^_

нетто Qnrb

между данными предельными значениями с0 и сзт = с<>т —

(фиг. 148).

Фиг. 148. Диаграмма к расчету лопаток по точкам.

Лопатка, спрофилированная по дуге круга, построена так, что окружность описана из центра Ег радиусом -на 20','о больше, чем радиус окружности с центром Е, которая заменяла бы архимедову спираль (образующая окружность имеет диаметр d, = D1 sin 0j = = 33,5 мм). Точка перехода ко второй окружности лежит немного впереди начала собственно канала. Для сравнения построены еще средние динии В и С двух других лопаток, причем линия С построена по данным, приведенным в примечании \ и состоит из одной дуги круга, а линия В построена в виде точной окружности с центром £, заменяющей архимедову спираль.

Как и следовало ожидать, первая лопатка получилась значительно короче, а вторая значительно длиннее. Первая лопатка согласно последним испытаниям дает также лучший к. п. д., который не усту­ пает к, п. д. лопатки с очертанием А.

1 Из уравнения (6. 23) получается радиус р = 111,2 ми; можно также использо­ вать графическое определение, которое было изложено в разделе 47, см. также фиг. 137, б.

253

Лопатка, рассчитанная по точкам (согласно фиг. 148), построена согласно линейной зависимости w (г), а изменения угла 0 вычислены

казанной на нижней половине фиг. 147, б.

Для сравнения сде­ лан также расчет лопат­ ки, исходя из линейного протекания угла 0 (см. пунктирную линию на фиг. 148), причем графы 2, 3, 4 и 5 табл.5 стано­ вятся излишними. Мож­ но видеть, что эта лопат­

ка короче лопатки, соответствующей прямолинейному изменению w. На фиг. 149 изображены треугольники скоростей на входе и на

выходе рабочего колеса.

в) Дополнительные замечания. Кфивая w для лопатки С, начер­ ченной в виде одной дуги круга, которая (согласно последним опыт-

254

иым данным) дает более удовлетворительные результаты, чем часто предполагалось раньше, была определена по чертежу с помощью

330 м3/мин, с напором 2200 мм вод. ст. (или кг/м3) при всасывании атмосферного воздуха, с приводом от электродвигателя через редуктор, таким образом, чтобы можно было свободно выбирать число оборотов. Барометрическое давление Ьа = 760 мм рт. ст. при температуре наружного воздуха 20° С (см. фиг. 151). Атмосферное давление ра в кг/см2 составляет ра = bo/735,5- (1—0,000163/); следовательно, при комнатной температуре 20° С имеем ра = 1,03 кг/см2 (коэффи­ циент 0,000163 равен разности температурных коэффициентов рас­ ширения ртути и материала (латуни) шкалы отсчета, а именно

(0,181—0,0184) • 10-3).

Вследствие потерь давления во всасывающем трубопроводе, вклю­ чая воздушный фильтр, которые оцениваются примерно в 1 % абсо­ лютного значения, нагрева воздуха до 23° из-за повышения темпе­ ратуры в машинном помещении примерно на 3°; учитывая коэффи­ циент надежности, принятый равным 6%, расход, вводимый в расчет, будет составлять

255

Кроме того, имеем: давление во всасывающем патрубке Л = Ра-0,99 --= 10300-0,99 = 10200 кг/см--,

давление в нагнетательном патрубке

Рп = Ра + 2200 = 12 500 кг/мм21',

температур5' во всасывающем патрубке

Т, = 273 + 23 = 296° абс.

а) Нормальный ход расчета (не учитывается уменьшение объема в колесе). Согласно уравнению (1. 1), предполагая, что ci —■ сп,

Фиг. 151. Рабочее колесо воздуходувки с приклепанными листовыми лопатками:

а — меридиональный разрез; б — развертка лопатки; в — диаграмма для расчета по точкам; а —к расчету формы лопатки.

причем Н = hp = had и тем самым согласно уравнению (1. 12а) Н = 1820 м (при cJA — 103, у = 1,4) \ следовательно, Иth = 2165 м

равенства (4. 18), т. е. равным 0,25 и соответственно cs = 47,3 м/сек. Благодаря консольной установке вала d„^=0, откуда £>^ = 0,400 м и, следовательно, Di = Ds + 30 = 430мм. Выберем форму колеса нормаль­ ной тихоходной машины, т. е. D2 = 2Dt = 860 мм. Далее пусть выход­ ной угол 2 = 50° и тогда по уравнению (4. 53) <р' = 1,1. Предвари­ тельно число лопаток примем равным z = 20, при котором, согласно

п = 6°“г = 3930 об/мин и ui = 4- и2 = 88,9 м/сек. При предпо-

1 Приближенное уравнение (1. 22) или диаграмма значений р (см. фиг. 343) дает одинаковое значение при had/Ti = 6,15.

256

Таблица 6

Расчет^формы лопатки АС (фиг. 151, г) (прямолинейная зависимость р от радиуса согласно фиг. 151, в)

изгибается, приобретая Y-образную или Z-образную форму в сече­ нии; к боковым стенкам лопатки приклепываются заклепками с утопленной головкой (фиг. 152). Для устранения ударных кро­ мочных потерь входные и выходные кромки заостряют. Если при-

меняются штампованные лопатки большей толщины, то можно стержни заклепок выфрезеровать из тела лопатки с обеих сторон [220 ] или вставлять заклепки в сквозные отверстия, проходящие внутри лопатки, причем можно сделать еще дополнительные отверстия для снижения центробежных сил. Эти обе конструкции в особен­ ности часто применяются для небольших колес с параллельными стенками; получается тяжелая конструкция, но гладкие каналы без отбортовок и выступающих головок заклепок. Для нагнетателей наддува двигателей внутреннего сгорания лопатки прессуются из целой дюралюминиевой заготовки вместе со втулкой и большей частью применяются без наружного покрывного диска (см. фиг. 314). Вследствие этого возможно значительное повышение окружной скорости за 450 м/сек без удорожания процесса производства. Ввиду того что лопатки при этом устанавливаются радиально, входной

258

участок лбпаткй, йыступающий в осевой воздухозаборный патрубок, необходимо изогнуть после прессования для достижения безудар­ ного входа по направлению окружной скорости. Благодаря этому были достигнуты хорошие результаты, несмотря на необходимость изменения направления лопатки на корот­ ком участке.

пуклость (фиг. 154) или создавать достаточно большой радиус закругления у изгиба, с чем неизбежно связана гидравлически не­ благоприятная форма сечения канала. Уравнение (6. 31) показывает, что большая толщина лопатки и большая удельная прочность ов/у,