в основном определяется сопротивлением дроссельного отверстия. Складывая абсциссы этих двух кривых, получаем характеристику трубопровода СВ2 с рабочей точкой В2 в режиме перепуска. Из сум
марного расхода Vu |
+ V2 часть |
протекает через перепускную |
трубу и часть V2 через нагнетательный трубопровод, так что в резуль |
тате открытия |
перепускного трубопровода наступает снижение |
полезной подачи |
с |
до И2. |
|
Энергия шунтируемого потока может быть использована во вспо могательной турбине, присоединенной к валу насоса (рекуперационной турбине), или посредством эжекторного введения потока во всасывающий трубопровод с целью повышения давления на вса сывающей стороне.
в) Введение незначительного количества воздуха во всасываю щий трубопровод жидкостных насосов. Этот способ, хотя является более экономичным, чем дросселирование, но позволяет только огра ниченно уменьшать расход из-за опасности обрыва водяного столба
во |
всасывающем |
трубопроводе. |
переход |
|
г) Отключение параллельно соединенных ступеней или |
с |
параллельной |
схемы на последовательную. Этот способ |
иногда |
применяется для воздуходувок, а также для поршневых пожарных насосов.
д) Обход отдельных ступеней или выключение предвключенной или дополнительной высоконапорной ступени часто дает приемлемые характеристики регулирования воздуходувных машин.
96. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПУТЕМ ПЕРЕСТАНОВКИ НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА
Перестановка лопаток направляющего аппарата на всасывающей стороне (регуляторы закрутки на входе). Путем поворачивания или другого изменения положения входных направляющих лопаток, следовательно, путем изменения момента количества движения на входе можно, согласно изложенному в разделе 78, изменять в широ ких пределах как расход, так и высоту напора. Но так как выходной направляющий аппарат остается неизменным, то эффективность этого способа снижается и этот способ применяется для компрессо ров, но не пригоден для водяных насосов, так как влияет на высоту всасывания.
На фиг. 287 показаны характеристики одного радиального нагне тателя для наддува при регулировании путем изменения положения входных направляющих лопаток, расположенных непосредственно перед рабочими лопатками. Жирные линии относятся к неизменному положению регулируемых лопаток, причем абсциссы относятся к объему перед регулирующим органом, так что становится безраз личным положение второго участка дросселирования (необходимого для снятия напорной характеристики). Эксперименты были огра ничены применением угла втекания а1 < 90°, следовательно, слу чаем закрутки по вращению, и таким образом, верхняя напорная
характеристика соответствует случаю <xj |
= 90°. Эффективность регу- |
31 Пфлейдврвр 6S0 |
481 |
лирования поворотными лопатками особенно значительна при частич ной нагрузке, но при полном открывании регулируемых лопаток возникают дополнительные потери, что представляет некоторое ухудшение по сравнению с регулированием путем дросселирования. Пунктирные линии, показанные на фиг. 287, представляют изменение
температуры |
в нагнетателе или в другом масштабе значения |
удельной внутренней работы Я;; эти кривые, очевидно, имеют ана логичную форму как и кривые удельной работы лопаток НthL, которые были определены в разделе 80.
Фиг. 287. Регулирование путем поворота входных направляющих лопаток у воздуходувки для наддува с радиальными лопатками центробежного рабочего колеса 2=90°. Число оборотов л=29 ООО в минуту.
Теоретически предполагаемый сильный рост высоты напора при входной закрутке против вращения достигается только отчасти вследствие увеличения трения в каналах и упомянутого выше удара при входе потока в обратный направляющий аппарат, в то время как снижение высоты напора при закрутке по потоку в достаточно широких пределах не оказывает заметного влияния на к. п. д.,тем более, что оптимальный к. п. д. достигается при небольшой закрутке по вращению. Этим путем достигается существенная экономия по сравнению с регулированием путем дросселирования.
б) Поворот лопаток выходного направляющего аппарата. Часто думают, что входной удар у выходного направляющего аппарата устраняется при частичной нагрузке, если применить поворотные направляющие лопатки типа лопаток Финка [345] (еще Рейнольдс
в 1875 г. спроектировал |
насос, в котором использовал |
поворотные |
направляющие лопатки [345]). На самом деле этого нет. |
Если исхо |
дить из того, что работа |
на лопатках |
рабочего |
колеса |
не зависит |
от установки выходных |
направляющих |
лопаток, |
т. е. |
линия Hthll |
остается неизменной (фиг. 288), то, хотя характеристическая кривая
йоДнимается на величину сэкономленных потерь на .удар в напра вляющем колесе (линия L) до кривой GAEH (например, JJi = АА,), увеличение высоты напора не может быть использовано, так как решающее значение имеет характеристика трубопровода (см. рас положенную ниже кривую DE). Этот избыток напора все равно должен быть уничтожен усиленным дросселированием, следова тельно, либо с помощью дроссельной задвижки, либо дополнительной
Фиг. 288. Изменение напорной характеристики при повороте выходных направляющих лопаток:
1 — потери па удар в рабочем колесе: 2 — потери на удар
в направляющем аппарате: 3 |
— трение |
в |
канале; |
4 — удар |
в направляющем аппарате; |
5 — удар |
в |
рабочем |
колесе. |
перестановки поворотных лопаток. В последнем случае поворотные лопатки действуют как дроссель К Если сохранить определенную установку направляющих лопаток, которая создает безударный вход в направляющий аппарат при расходе V = 0J и получается пара бола LiJKi удара в направляющем аппарате согласно уравнению (10. 48) раздела 81, то после вычитания этих потерь на удар полу чаем напорную характеристику РАВ. Рабочая точка вновь находится в точке пересечения В с характеристикой трубопровода DE. Как
1 Приведенные рассуждения автора неверны, или по меньшей мере неточны. Действительно, если рассматривать поворотный направляющий аппарат на выходе как дроссель, служащий для снижения расхода в данную сеть, то их применение действительно неоправданно.
Если имеет место изменение самой сети (например, отключение части потреби телей), то применение поворотных лопаток выходного направляющего аппарата позволяет повысить располагаемое давление и расход, что безусловно является в большинстве случаев рациональным. Прим. ред.
Видно, расход V" значительно больше, чем V' при безударном входе в направляющий аппарат. Характеристическая кривая безударного входа направляющего аппарата GEH представляет огибающую всех напорных характеристик РАВ. Только в тех случаях, когда поворот лопаток выходного направляющего аппарата сочетается с регулиро ванием путем изменения числа оборотов, появляется возможность при любой потребной подаче устанавливать лопатки в положение безударного входа, без использования их дросселирующего эффекта.
Этот случай является наилучшим из всех возможных.
Фиг.[289. Влияние характера регулирования на характеристику мощности на валу:
1 — кривая |
напора при нормальной -ширине направляющего аппарата; 2 — характери |
стика сети; |
3 — дросселирование при неподвижных направляющих лопатках; 4 — то же |
при снятых направляющих лопатках; 5 — поворот направляющих лопаток; б—перемещение цилиндрической задвижки ев зазоре. Число оборотов вала 900 в минуту.
Незначительный выигрыш достигается в результате поворачи вания направляющих лопаток также при неизменном числе оборо тов, что связано только с уменьшением потерь мощности на обмен импульсами потока в колесе и вихревых зон за ним (фиг. 289). Практическое использование поворотных лопаток на выходе рабочего колеса затрудняется еще невыгодными условиями их работы. В то время как вода поступает в поворотные лопатки входного напра вляющего аппарата турбины Френсиса с наименьшей скоростью и при равномерном течении, так что лопатки подвергаются в основном статической нагрузке, на входе в лопатки выходного направляю щего аппарата создаются наибольшие скорости и притом пульси рующего потока, что обусловлено условиями обтекания рабочих лопаток. Вследствие этого поворотные лопатки легко подвергаются колебаниям, чему способствуют также неизбежные зазоры в сочле нениях механизма регулирования и заостренные входные кромки лопаток; все это приводит к преждевременному износу шарниров, а также к неспокойному ходу машины. По этой причине поворотные лопатки у жидкостных насосов приобретают только значение быстро действующего затвора [347 ], что особенно применяется у насосов для питания (см. фиг. 308). Но в настоящее время для этой цели
предпочитают применять переставное дросселирующее кольцо на выходе из рабочего колеса. У турбокомпрессоров поворот лопаток выходного направляющего аппарата используется для смещения границы области помпажа (фиг_ 290).
Фиг. 290. Поворотные выходные направляющие лопатки компрессора (ВВС):
/ и 2 — боковые стенки; 3 — поворотные лопатки; 4 — подшипник; 5 — рычаг привода ло паток; 6 — зажимы для троса; 7 — уплотнение; 8 — приводной трос; 9 — рычаг для наружного привода.
в) Регулирование переставным дросселирующим кольцом на выходе из рабочего колеса. Этот простой дроссельный орган (см. фиг. 290) позволяет снизить до минимума расход энергии при нулевой подаче, что следует объяснить снижением потерь на обмен импульсами [349 ]. Но подобный шибер работает неудовлетворительно при средней нагрузке по сравнению с другими регулирующими устройствами. Рючи применяет его в сочетании с многопоточной схемой насосов.
97. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПУТЕМ ИЗМЕНЕНИЯ КАНАЛОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
а) Перестановка рабочих лопаток. Этот способ может состоять либо в поворачивании, либо смещении [351 ] или изменении формы рабочих лопаток. Этот способ особенно эффективен [353], [354], потому что непосредственно изменяется работа колеса. В известных пределах он даже более выгоден, чем регулирование числа обо ротов [355]. Этот способ предъявляет высокие требования к кон структивному выполнению и усложняет конструкцию. Поэтому этот способ применяется только в особых случаях, например, у пропел лерных насосов по предложению Каплана или у чисто радиальных колес (привод системы Лисхольм-Смит) [356]. В обоих случаях поворачиваются рабочие лопатки.
б) Закрытие части рабочих каналов. Если некоторые рабочие каналы перекрываются указанным на фиг. 291 способом, то полу
чается значительная экономия по сравнению с регулированием путем дросселирования. Перекрывание только на входе, естественно больше ухудшает к. п. д., чем полное перекрытие, но связано с мень
|
|
|
|
|
|
|
шим снижением высоты напора. Разница |
между обоими случаями |
|
наглядно показана на |
фиг. 244. |
|
98. |
РЕГУЛИРОВАНИЕ |
ПУТЕМ |
|
ИЗМЕНЕНИЯ ЧИСЛА |
ОБОРОТОВ |
|
Если можно увеличить число |
|
оборотов, когда |
растет расход, |
|
или уменьшить |
при |
|
снижении |
|
расхода, то насос может всегда |
|
работать |
на оптимальном ре |
Фиг. 291. Регулирование путем закрыва |
жиме, |
потому что отклонение |
рабочей |
точки |
от |
|
параболы |
ния нескольких каналов между рабочими |
|
лопатками. |
оптимального к. п. |
д. ограни |
|
чено до минимума. Чтобы полу |
чить представление о производительности |
насоса |
при |
различных |
числах оборотов, рекомендуется построить кривую (я, Ёх) при данной характеристике трубопровода. Для простейшего случая постоянной высоты напора, сле довательно, приочень коротком и достаточ но широком трубо проводе кривая (п,
была определе на как часть гипербо лы в разделе 83. Для общего случая форма ВС характеристики трубопровода опреде ляется лучше всего по следующему про стому способу, при чем предполагается, что напорная харак теристика насоса бы
|
|
|
|
ла |
определена для |
|
одного значения чис |
|
ла оборотов (фиг. 292). |
|
Мы исходим из зако |
|
на, |
выведенного в |
Фиг. 292. Определение характеристики nVx |
разделе 84, |
конгру |
(при регулировании числом оборотов) при заданной |
ентности |
напорных |
характеристике сети: |
характеристик и стро |
1 — характеристика сети; 2 — кривая чисел оборотов. |
им известные характеристические кривые на кальке или вырезаем их из твердого кар
тона. Если характеристические кривые перемещать параллельно самим себе так, что их наивысшая точка А (фиг. 292) перемещается
по соответствующей параболе ОАМ режимов постоянного вход ного удара, то можно определить расходы Vj, V2, V3 по точкам пере сечения С1; С2, С3 и т. д. с линией ВС и соответствующие значения чисел оборотов по абсциссам си, аг, а3 и т. д. положения данной точки А. Соответствующий масштаб становится известным благо даря тому, что число оборотов рабочей точки С дается числом
оооротов, соответствующим начальному положению характеристики насоса, причем оно со ответствует отрезку а. При низ ком положении характеристики насоса вновь получаются две точки пересечения С4 и С\. Ис
комая кривая (я, Пх) имеет так же, как и на фиг. 248, гори зонтальную касательную, точка касания которой опять означает критическую точку, поскольку наступает срыв подачи при сни жении ниже соответствующего числа оборотов насоса. Поло гая форма кривой (я, У)х свиде
тельствует, |
кроме того, о том, |
|
что подача |
насоса изменяется |
|
во много раз быстрее измене |
|
ния числа оборотов J. |
Фиг. 293. Сравнение коэффициентов |
Большая надежность закона |
полезного действия при регулировании |
конгруентности позволяет пред |
числом оборотов: |
полагать, что определение кри вой потребного числа оборотов является очень точным, в особен ности тогда,когда в основу поло-
/ — к. п. д. при неизменном числе оборотов п, отнесенный к напорной характеристике при наличии дросселя; // — к. п. д. при регулиро вании числом оборотов, отнесенный к потреб ной характеристике сети DE.
жена экспериментальная напорная характеристика и исключена область работы, где может появляться кавитация.
Наконец, можно определить кривую к. п. д., если предвари тельно построить кривую т1х при определенном числе оборотов п в соответствии с линией/ на фиг. 293. Тогда для любой рабочей точки В получаем соответствующий к. п. д. LK., если предположить постоянство к. п. д. вдоль параболы ОВС подобных режимов входа,
а именно, будем тогда иметь LK = JG. Можно избежать построения параболы ОВС, если использовать указанный в нижней части фигуры способ построения (соединяют любую точку Р оси ординат с точками N и TVi) проекции на ось абсцисс точек Л и А (и проводят через точку пересечения И линию PN[ с ординатой В горизонтально до точки
1 Следует оговорить, что такое соотношение имеет место только при величине гидростатического подпора существенно больше величины гидравлических сопро тивлений линии. По мере роста этих сопротивлений и падения доли гидростатического напора зависимость подачи от числа .оборотов все более приближается к прямой пропорции...Прим. ред..
пересечения 7? с РЛ'; перпендикуляр в точке Р дает тогда точку G). Таким путем может быть получена линия II, которая характери зует изменения к. п. д.; она построена для широкого диапазона, даже за пределами линии /. Линия // получается еще более точной, если использовать действительные линии равного к. п. д. (из топо
графической характеристики насоса) вместо парабол одинаковых условий входа.
Сравнение фигур 293 и 282 показывает, насколько более выгодно регулировать изменением числа оборотов по сравнению с дроссе лированием. Поэтому необходимо стремиться применять именно этот способ. Его без труда можно осуществить с приводом от элек тродвигателя постоянного тока с шунтовым регулированием или от какого-либо первичного двигателя (паровой машины, дизеля и др.). Если имеется в распоряжении только трехфазный ток, то применяется ступенчатое изменение числа оборотов путем переключения полюсов трехфазного электродвигателя. Если между электродвигателем и на сосом необходимо установить редуктор, как часто делается у насосов водоснабжения, то его можно выполнить с двумя или несколькими ступенями переключения [357].
Регулирование путем изменения числа оборотов представляет преимущество также тогда, когда оно должно осуществляться с по мощью регулировочного сопротивления в цепи ротора трехфазного электродвигателя или с помощью гидромуфт [358]. В настоящее время число оборотов трехфазного электродвигателя можно регули ровать без потерь в широком диапазоне (уменьшать число оборотов в несколько раз), хотя может быть и дорогостоящим способом [359 ].
Последовательное соединение двух насосов, из которых один работает с постоянным числом оборотов, а другой — с переменным числом оборотов (от паровой турбины), что иногда применяется для питания котлов, связано, однако, с большими гидравлическими потерями, чем равномерное изменение числа оборотов всех ступеней. Если на одну сеть работает несколько насосов, то здесь, в противо положность регулированию посредством дросселирования, более правильно уменьшать число оборотов всех насосов до тех пор, пока один из них может быть остановлен.
98а. АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
Большей частью регулирование производится вручную, даже больших насосов для питания котлов, турбокомпрессоров и воздухо дувок на металлургических предприятиях. Иногда применяется авто матическое регулирование в связи с частыми и большими колеба ниями режимов, когда необходимо с возможно большей точностью поддерживать определенные параметры. Этими параметрами могут быть либо весовой расход, либо конечное давление, а также зеркало воды в случае жидкостных насосов. Регулирование может быть осу ществлено также таким образом, что расход изменяется во времени по заданной программе.
ГЛАВА XII
ОСЕВОЕ ДАВЛЕНИЕ И ЕГО УРАВНОВЕШИВАНИЕ
99. ОСЕВОЕ ДАВЛЕНИЕ РАДИАЛЬНЫХ И ПОЛУОСЕВЫХ КОЛЕС
Осевое давление уже рассматривалось в разделе 64а для случая осевых насосов. У центробежных насо'сов площадь покрывного диска 2, к которой приложено давление в зазоре со стороны всасы вания, меньше, чем площадь противоположной стенки 1 (фиг. 294). Чтобы определить вызванную этим силу осевого давления, будем рас сматривать (как в разделе 15) воду, заключенную в пространстве зазо ров, как твердое тело, вращающееся со скоростью, равной половине угло вой скорости самого колеса. Кроме того, вводим еще одно (см. раздел 15)
упрощающее допущение, заключаю щееся в том, что дросселирующее влияние зазора у выхода из колеса принимаем незначительным и поэтому
с |
обеих сторон этого |
зазора дей |
|
|
|
ствует давление, равное давлению Нр |
Фиг. |
294. Диаграмма |
осевых дав |
за |
колесом. |
|
|
лений у центробежных насосов. |
Вследствие вращения воды (газа)
давление на обе наружные стороны рабочего колеса распределяется в радиальном направлении, как указывалось в разделе 9, по пара болоиду ABCD. Граничное значение давления у окружности выхода из колеса будет равно давлению в зазоре Нр. Таким образом, вдоль
по коаксиальной |
окружности радиуса г при окружной скорости |
и = г со давление |
в метрах водяного столба равняется (согласно |
уравнению (2. 17) |
раздела 9). |
Так как мы принимаем, что давления с обеих сторон рабочего колеса одинаковы, то осевая сила определится давлением на кольце вую площадь с диаметрами: зазора у входа в колесо О, = 2г, и вала
— ds, = 2rsl. На фиг. |
291 |
соответствующая область |
диаграммы |
давлений заштрихована. Таким образом получаем |
|
А = J2icrdr/v] = |
2~rdr\j!p — ~ (г| — г2)^ у. |
(12. 2) |
rst |
rst |
|
|
|
После интегрирования |
получим |
|
|
|
|
|
(12.3) |
В это уравнение следует вводить среднее значение удельного веса 7 в случае газов. Согласно уравнению (3. 28) раздела 20, п. в при радиальном входе, который предполагается нами при последую щих рассуждениях, в уравнение (12.3) следует ввести
|
|
(12-41 |
или в обычном случае, когда с0 |
с2т в соответствии с |
уравнением |
(3. 30а) раздела 20, п. в ввести |
|
<|2-4а> |
"•-"(‘-йО- |
В центробежных насосах следует учитывать еще силу осевого давления Аг, вызываемую тем, что вода отклоняется при входе из осевого направления (при скорости cs) в радиальное. Сила давления, которая вызывается этим отклонением и величина которой в общем очень мала по сравнению с А1г согласно закону количества дви
Знаки обеих сил осевого давления противоположны, так что их
результирующая равна |
|
А = А1 — А2. |
(12.6) |
У машин с вертикальным валом добавляется еще собственный вес ротора,
Выведенное уравнение (12. 4) справедливо только для нормаль ного режима работы насоса. Уменьшение расхода вызывает, как правило, увеличение осевого давления, и наоборот.
Дополнительное увеличение силы осевого давления наблюдается в тех случаях, когда конструктивное выполнение пространств 1 и 2 различно. При различии в размерах этих пространств имеющиеся в них вторичные токи (см.фиг. 75), а следовательно, и само вращение частиц жидкости получаются различными; при этом увеличение про странств боковых зазоров и в осевом и в радиальном направлении всегда вызывает замедление окружной скорости воды и тем самым —
