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

центрически в корпусе и вращается по возможности с малым зазором по обеим сторонам стенок колеса. На уровне окружности колеса вырезан открытый канал b на одной или на обеих стенках корпуса, этот боковой канал начинается над всасывающим отверстием с и закан­ чивается над нагнетательным отверстием d, следовательно греры-

Фиг. 402. Двухступенчатый вихревой насос Сихи.

вается в одном месте. Его можно проложить по всей его длине кон­ центрически к оси колеса (в противоположность фиг. 402 справа); тогда средняя часть его имеет постоянное сечение, которое постепенно

С — отвод жидкости; В — направляющие каналы; D — диффузор и напорные каналы-

переходит по концам к всасывающему и нагнетательному отверстиям. (См. также фиг. 404, а.)

В случае подачи воздуха в колесе образуется водяное кольцо, для которого имеется увеличенное сечение в зоне бокового канала. Следовательно, здесь его внутренний край по условиям неразрывности должен удалится от втулки колеса, благодаря чему образуется про-

651

межуточное пространство около втулки, которое затем распростра­ няется от всасывающего отверстия по направлению вращения почти по всей окружности вплоть до нагнетательного отверстия. Вслед­ ствие этого эксцентрицитета внутреннего края водяного кольца, очевидно возникает такой же процесс подачи, как и в случае ранее рассмотренного водокольцевого насоса. Разница состоит в том, что эксцентрическое положение внутреннего края, необходимое для процесса подачи, создается не соответствующим направлением поверх­ ности корпуса, а боковыми вырезами в корпусе, который в остальном остается концентрическим. Эти вырезы представляют не что иное, как другую форму конструкции серповидного пространства ранее рассмотренного водокольцевого насоса.

Боковое расположение этого серповидного пространства оказывает однако значительное влияние на рабочий процесс. Благодаря этой форме усиливается неоднократно упоминаемый объем импульсов между колесом и направляющим каналом, так что давление вдоль бокового канала быстро возрастает, несмотря на постоянное сечение и при подаче воды достигается высота напора в 5—15 раз выше, чем это можно получить у лопастного насоса с той же окружной скоростью. Риттер измерил давление в боковых направляющих каналах и получил кривую давления в зависимости от развернутой длины канала, которая изображена на фиг. 403. Отрезок А соответ­ ствует участку канала, расположенному над всасывающей прорезью; отрезок В — собственно направляющему канала; отрезок С — уча­ стку канала, расположенному над выходной прорезью; отрезок D — участку в выходном канале. Давление повышается пропорционально длине бокового канала. Если направляющий канал перекрывается на длине В, то увеличение давления почти полностью исчезает над перекрытой частью, как это можно видеть по контурной линии, а затем вновь устанавливается. Это благоприятное свойство отно­ сится только к подаче воды. При'сжатии воздуха вода в отдельных ячейках рабочего колеса всегда находится под давлением воздуха. По этой причине вихревые насосы с боковыми каналами почти исклю­ чительно используются для подачи воды с самовсасыванием и нет смысла дальше изучать его свойство как компрессора после того, как основная характеристика его была дана в последнем

разделе.

а) Теория вихревых насосов для подачи воды. В межлопаточной ячейке течение следует приблизительно закону постоянной угловой скорости каждой частицы; в боковом канале, наоборот, приблизи­ тельно закону площадей. Вследствие различного распределения давления в рабочем колесе и канале возникает сильное циркуляцион­ ное течение подобно тому, как изображено на фиг. 404, а. На это циркуляционное течение накладывается второе, вызванное давлением лопаток на воду, т. е. перепадом давления на передней и задней стороне лопаток; оно показано на той же фигуре б в виде развертки цилиндрического сечения. Его воздействие хотя и менее значительно, чем описанного выше циркуляционного течения, но его следует учитывать, потому что оно действует ускоряюще на всей радиальной

652

ширине бокового канала. Возникшее циркуляционное течение между рабочим колесом и боковым каналом непрерывно передает свою избыточную энергию жидкости в боковом канале в результате пере­ мешивания (эта избыточная энергия обусловлена повышенной ско­ ростью по направлению окружности в рабочем колесе по сравнению со скоростью в боковом канале, определяемой расходом воды). Вследствие этого процесса перемешивания и происходит передача всей полезной энергии. Поэтому производительность этого насоса обусловлена обменом импульсов1 аналогично случаю струйного насоса (инжектора), но с той разницей, что там имеют место большие разности скоростей перемешиваемых течений, следовательно большие потери на перемешивание.

Только при прохождении рабочего колеса между всасывающим отверстием и начальной частью бокового канала имеет место передача работы под дей­ ствием центробежных сил и эта работа отнимается от потока при подходе к нагнетательному отверстию при цен­ тростремительном движении жидкости;

в последнем разделе, т. е. будто бы повышение давления возможно благодаря кинетической энергии, сообщаемой течению в боковом канале. Скорей всего передача энергии происходит по всей длине бокового канала в результате перемешивания двух потоков, т. е. в условиях применения закона количества движения. При его при­ менении мы будем считать; что боковой канал расположен концентри­ чески относительно оси вращения и имеет постоянное сечение. Тогда будем иметь течение, симметричное относительно оси, если только циркуляционное течение также обладает осевой симметрией. Мы должны исходить из этого последнего предположения (не рассматри­ вая начальный и выходной участки), хотя давление возрастает в боко­ вом канале по направлению течения, потому что закрытые со всех сторон межлопаточные ячейки воспринимают в любой момент давле­ ние бокового канала, т. е. одновременно характеризуются повыше­ нием давления по направлению вращения. Интенсивность окружного течения зависит только от сопротивлений на пути циркуляции, кото-

1 Название «вихревые насосы» объясняется тем, что в этих насосах обмен импуль­ сов происходит за счет переноса вихрей (фиг. 404), а не путем турбулентного пере­ мешивания. Прим. ред.

653

рые одинаковы на всей окружности. В этом отношений существует аналогия с током короткозамкнутого ротора асинхронного мотора. Если взять за контрольные поверхности, кроме стенок бокового канала, два соседних сечения, между которыми среднее расстояние равно dl, и принимая во внимание, что скорость подачи cv в боковом канале в начале и конце контрольной поверхности одинакова вслед­ ствие осевой симметрии, т. е. соответствующие импульсы в окружном направлении уравновешиваются, то остаются эффективными импуль­ сами только выходящие и входящие через боковые стенки импульсы циркуляционного потока рассматриваемых водяных частиц; но послед­ ние благодаря осевой симметрии могут вызывать только повышение давления, но не увеличение скорости.

(в мКсек), а среднюю составляющую скорости по направлению окруж­

и так как обратный поток при возвращении в рабочее колесо при­ обретает собственную скорость cv основного потока

654

Общее повышение давления на Длине канала / составляет

При этом Н поставлено в скобках потому, что еще не рассмотрено трение о стенки в боковом канале, учитывая питание и вытекание жидкости из него. Высоту напора (//) следует называть «индикаторной» высотой напора. Скорость cv должна представлять среднее значе­ ние по сечению бокового канала, и тогда она будет зависеть от расхода,согласно равенству

V-=fcv. (16.29)

Вследствие добавления обратного потока al = А не создается дополнительной нагрузки сечения, потому что входит и выходит одинаковый циркулирующий поток.

Если расход изменяется, а следовательно и скорость с, то цирку­ ляционный (вихревой) поток остается практически неизменным, так как он зависит только от сопротивления (следовательно, от формы рабочих лопаток и бокового канала), а не от давления в боковом канале. При этом не учитывается, что ударная составляющая изме­ няется при обратном входе этого потока в рабочее колесо, а именно на и—cv. Это упрощение кажется вполнедопустимым, так как участок пути в боковом канале до полного образования замкнутого циркуля­ ционного потока сокращается со снижением скорости и одновременно уменьшается разница давлений в боковом канале на большом или малом радиусе, которая противодействует рассматриваемому тече­ нию (см. фиг. 404, а). Обратный поток, следовательно величины а и саи представляют поэтому такие значения, которые присущи определенному насосу с определенным числом оборотов, так как и для водокольцевых насосов применим закон подобия, то эти вели­ чины можно сделать безразмерными в виде a!uD и саи!и или a/nD^ или cau!nD. Эти значения применимы тогда для одного и того же типа насосов, независимо от числа оборотов и масштаба выполнения. Если в уравнении (16. 28) ввести значение cv из уравнения (16. 29), то при al = А получим

Таким образом напорная характеристика вихревого насоса пред­ ставляет собой прямую. Это полностью подтверждается опытами, (см. фиг. 406, 407) если еще учесть, что необходимо вычесть потери на трение 1гг в боковом канале (включая потери в соединительных каналах с всасывающим и нагнетательным патрубками), которые растут по параболическому закону с изменением расхода (фиг. 405). На основании прямолинейной напорной характеристики (//) по расходу можно однозначно определить величины а — А и с для любого насоса.

655

Обозначая оба отрезка координат прямой (И) буквами Но и Vmai!, получим

(см. фиг. 411) и меньше ее только на величину, которая соответствует влиянию конечного числа лопаток рабочего колеса. Теперь можно

можно пренебречь трением в канале, то, согласно выражению (16. 30), получили бы

(,Vn) (tf) = 1 • Цсаи- ^V. (16. 33)

Эта зависимость изображается пара­ болой с вертикальной осью (фиг. 408).

уМаксимальная полезная мощность до­ стигается, следовательно, при V =

ускоряется вновь до скорости саи. При сравнении этого процесса с работой нормального лопастного насоса можно видеть, что обмен (обратные потоки) по периферии колеса представляют здесь един­ ственный источник работы, в то время как у нормальных насосов он представляет дополнительные потери. Мощность, необходимая для создания этого обменного процесса, составляет

по оси ординат (см. фиг. 408).

Для определения мощности на валу Ne следует добавить гидрав­ лические потери в рабочем колесе (входной удар основного потока и обратного потока и, в особенности трение и потерю в зазоре), которые мы обозначим Z4 и наконец механические потери Zm. Эти аналитически неопределяемые потери Zft + Zm снижаются с увели­ чением расхода V. Это легко объясняется тем, что потери на удар и в особенности потери в зазоре становятся меньше (первые про­

порционально (и—cv), вторые — VИ). Потери в зазоре очень

656

Фиг. 408. Полезная мощность (без трения в канале). Мощность обмена импульсами (подводимая к валу) насоса с боковым кана­ лом.

Фиг. 409. Кривые на­ пора Н, полезной пло­ щади Nn, расходуемой мощности Na и потерь в рабочем колесе

Zr Z,n в зависимости от расхода:

а — для эксперименталь­

ного насоса Риттера;

б— для эксперименталь­

ного насоса Энгельса.

658

Первая дробь на правой стороне этого выражения характеризует потери на перемешивание, а вторая дробь — потери энергии давления в боковом канале. Первый множитель увеличивается с ростом рас­ хода V и достигает значения 1 при V = (Vmax) = cauf, т. е. саи = св; второй множитель изменяется в обратном направлении; он равняется 1 при нулевом расходе и уже в точке Р (фиг. 405) равняется нулю. Их произведение, т. е. коэффициент полезного действия направляю­

переходе в боковой канал. Он определяется, как это наглядно видно на фиг. 411; тем самым мы получаем эффективную окружную ско­ рость на выходе колеса и = rsuy. Разница по сравнению со значе­ ниями, отнесенными к середине бокового канала, приобретает

особое значение при большом отношении радиусов — бокового

1 i

канала, как например, на фиг. 407. Исходя изобозначенийнафиг. 411, имеем

rs = гт (га — г,).

На фиг. 410 и 409, б по абсциссе, кроме расхода, нанесены соот-

ветствующие значения = у, причем и соответствует ранее определенному значению. Можно видеть, что в обоих случаях опти­ мальный общий к. п. д. приблизительно получается при cju. =у-

Этот результат, как правило, всегда подтверждается. Вследствие этого в основу расчета кладется соответствующая рабочая точка. Значение спи!и, которое не зависит от расхода, можно принять равным 0,85, если выходной угол лопатки равен 90°. Разница по

660