• Что такое фактурная штукатурка
• Выбираем сухие строительные смеси
• Преимущества напряженного железобетона
• Что влияет на выбор кровельного материала
• В чем преимущество пробковых полов

Движение жидкости в Ы, между всасывающим и нагнетательным колпаками происходит под действием порщня с ускорением. В трубопроводе же жидкость двилется равномерно под действием давления в колпаке. Давление во всасывающем колпаке будет

в вагнета1ельно.\1

где ep.-средняя скорость в трубопроводе, 2/s-высота от уровня в колодце до уровня

во всасывающехМ колпаке, у,1-высота от уровня в нагнетательном колпаке до геоме-трич. высогы подачи. Из ана.тиза всасывающего хода было видно, что значительные ко-

лебания давления вы-

зываются влиянием сил инерции и что это влияние тем больще, чем больше длина I столба кидкости, двигающегося попеременно ускоренно и замедленно. Для уменьшения сил инерции, I надо брать возможно короче, что достигается расположением колпаков возможно ближе к Н. Давление жидкости на поршень при всасывающем ходе

Фиг. 8.

= - -

а при нагнетательном ходе

2д

Последние два члена в ур-иях (5) и (6) относятся только к участку пути жидкости между воздушньпи колпаком и поршнем П., и их влияние на изменение давления в цилиндре насоса незначительно. Величина этого давления в течение всего хода поршня оста--ется почти постоянной, давая лишь неболь-

Г. D. т. XIV.

гпой скачок в момент открытия клапанов (сопротивление подъема клапана). На фиг. 9 изображена индикаторная диаграмма поршневого П., имеющего воздушные колпаки.

Линия абс куля

Фиг. 9.

Расчет воздушных колпаков. Объем, засосанный Н. за элемент времени dt,

dV =-FVn.dt. Так как для Н. с кривошипным механизмом

г„. = ГШ sni 9?, а угловая скорость а)=

dV = sin 95 d(p и подача за один ход поршня

F = J Fr sin <р d<f) = - Fr cos (p

в с

Подача насха проатогю дейстВия Фиг. 10.

Г. О. изменение подачи в течение хода поршня идет по синусоиде (угла поворота кривошипа). На фиг. 10 и 11 дано графич. изображение подачи Н. за один оборот. Площадь между осью абсцисс и синусоидой изображает количество жидкости, подаваемое насосом

во время нагнетательного хода. Горизонтальная прямая, проходящая на расстоянии h от оси абсцисс, изображает подачу жидкости из воздушного колпака. Т. о. от точки В до точки с в колпак притекает жидкости больше, чем подается в сеть, последовательно уровень жидкости в колнаке поднимается . В точке С количество жидкости в колпаке имеет свой максимум, в точке В минимум. Давлени с 7г колнаке соответ-

Подача насоса убойного deJcmSua СТВенНО имсет В ТОчке С наибольшее, Фиг. и. а в точке В наи-

меньшее значение. Степень колебания давления, так называемая степень неравномерности воздушного колнака

J=-- (7)

Vcp.

где Рс и у в-давления, соответствующие точкам С и J5, а Рд, -среднее давление в воздушном колпаке. Величиной Л задаются; обычно величина Л берется в пределах 0,01-0,05. Объем воздуха в воздушном колпаке определяется вы{)а>кенпем V = ,

причем для Н. различных типов Я имеет следующие значения: для Н, простого действия А =0,55, для Н. двойного действия А = 0,21, для трехскальчатого Н. А =0,09. Периодич. изменение давления в воздушном колпаке вызьшает колебание столба жидкости в трубопроводе. В случае наступления резонанса между числом колебаний колонны жидкости и числом ходов Н. скачок давления в воздушном колпаке может стать очень значительным и опасным д.ля прочности П. Так, по опытам Грамберга, при наступлении резонанса скачок давления в воздушном колоколе достига.л почти 14 atm, при нормальном давлении в 3,5 atm. Это об-стояте.льство надо учитывать при расчете воздушного колпака.

П о .л н ы й напор П. Полный напор II равен разности полных дав.лений в нагне-

Фиг. 12.

тательном и всасывающем патрубках Н.илюс вертикальное расстояние у между ними (фиг. 12):

для нагнетательного трубопровода

-- + i-A + H, + K + :

для всасывающего трубопровода

где-Ъ'а и hs соответствующие потери напора на сопротивление в напорном и всасывающем трубопроводах.

Подставляя эти выражения в равенство (8), по.лучим:

H=A + Hi + K + l-A+H, + К + у =

Ha-{-H, + y + h, + K + ~f

Т. е. полный напор Ы. равен разности гео-дезич. высот уровней всасывающего и нагнетательного зеркал жидкости плюс потери напора на сопротивления в трубопроводе,

включая ~ - потерю скоростного напора на

выходе за счет удара. Если ирнсоединить к патрубкам Н. манометр М и вакууметр В, то полный напор П. молшо выразить через показания приборов, т. е. через манометрическую высоту. Обозначим через

Н^ показание манометра и через Hg показание вакууметра. Тогда, подставляя

. А~1Щ + К +

в ур-ие (9), получим:

Н=Щ + Н'+-- + у.

Так. обр. ПО.ЛНЫЙ напор Н. равен сумме манометрических высот всасывания и нагнетания (H+Hg) плюс разность скоростных высот в нагнетательном и всасывающем патрубках в местах присоединения манометров плюс вертика.льное расстояние между манометрами.

Определение мощности П. Потребная для подъема жидкости мощность на валу Н. (в IP):

где Qg-действительная производительность насоса в .ч^/ск,Н-полный наиор в м вод. ст.,. Г]-ПО.ЛНЫЙ кпд Н. Индикаторная мощность

(10)

Qm..Pi

1Де <3 ,.-теоретически возмолсная подачаII. в м^/ск, а -среднее индикаторное давление в кг/м^, определенное путем планиметрирования индикаторной диаграммы.

Коэфициент напо.лнения Н. (объемный кпд). Действительная подача насоса меньше теоретической подачи: Qg < Qn. Это происходит вследствие: 1) просачивания жидкости через сальники, клапаны и поршни, причем степень просачивания зависит от точности изготовления и состояния указанных деталей П., 2) запоздания открытия и закрытия клапанов, 3) наличия воздуха

в жидкости. Коэф. напо.лнения - . Для

малых Н. Г7 =0,850,90; для средних Н. >7 =0,90Ч-0,95: Д.ЛЯ бсльших Н. ? =0,970,9<.). Г и д р а в .л и ч е с к и й кпд я

где -потеря напора па преодоление сопротивлений внутри II. Сумма Н+Н^ определяется как среднее индикаторное давление, выраженное в м вод. ст. И и д и к а т о р и ы й кпд н

Механический кпд

Ne IbNe

П О .Л И ы й кпд Н.

я.у

(12)

В прямодействующих П. под затраченной работой подразумевают индикаторную работу в паровом цилиндре. В зависимости от величины насосов г] колеблется от 0,72 до 0,93. В больших поршневых П. для водоснабжения г/0,85; в больших центробежных Н. для водоснабжения j? 0,72. Поршневые насосы имеют как правило кпд более высокий, чем центробежные насосы той же мощности.

Действие й расчет клапанов. В поршневых П. почти исключительно упо-

требляют клапаны, действующие автоматически (см. Клапаны), клапаны с принужденным движением (нринужденным закрытием) в настоящее время почти не встречаются. Самодействующие клапаны можно подразделить на две основных группы: 1) подъемные зслапаны, перемещающиеся перпендикулярно плоскости своего сед.ла; к этой группе относятся тарельчатые, кольцевые и шаровые клапаны; 2) откидные, или шарнирные, клапаны, открывающиеся путем поворота вокруг оси, параллельной п.лоскости седла. Для разъяснения работы клапана рассмотрим теорию двилгения тарельчатого клапана.

1 е о р и я движения тарельчатого клапана. Когда клапан поднимается, то .между его тарелкой и седлом образуется свободное иространство,заполняемое жидкостью (фиг. 13). Следовательно нри подъеме 1;лапана количество жидкости, проходящее через ще.71ь, меньше количества Лллгдкости, вытесненного поршнем. При опускании клапана жидкость, находящаяся под клапаном (заштрихованный объем), вытесняется, и подача чер)ез щель будет больше количества жидкости, вытесненного поршнем, на величину вытесненного клапаном ибьема. Этот закон (закон Вестфаля) аналитически выражается так:

Fv . = а й. ci т / . V ., (13)

где ?1=л;с/..--длина внешней окруилюст]! K.ianana, ,..-высота подъема, Ci-скорость истечения через щель между клапаном и

седлом, а-коэф. сул-сения щели, /,:. = -

площадь тарелки клапана и v,c. - ско])ость .чйпжеиия к.тапана.

Фиг. 13.

aliCi

dt aJiCi V dt > df )

a к как

dK: dt

(ускорение клапана) величина

.чалая, то вторым членом в скобках можно 11)актически пренебречь; тогда получим:

Л.1Я насосов С кривошипным механизмом, 111)инимая длину шатуна i=oo, имеем = -rojsin?? и fc .. = гсо^ cos 9?; подставляя эти 1л,1ралгенпя в ур-ие, 14, получим:

.-SH -!; )- (15)

Изобразим закон Вестфаля графически (см-фиг. 14). Кривая 2-синусоида - объем Froi sin <р, вытесняемый поршнем: кривая.2-

коспнусоида-о^бъем cos 93,вытесняе-

мый клапаном. Кривая 3, полученная суммированием ординат,-объем, проходящий через щель клапана. Кривая 3 в измененном масштабе представляет собой подлеем клапана . При (p=Z имеем h = . Из

фиг. 14 видно, ЧТО открытие клапана произойдет только тогда, когда поршень пройдет из своего мертвого положения нек-ржй! путь, к-рому соответствует некоторый угол поворота кривошипа Аналогично подъе-

(16)

му запаздывание имеет место также и ири посадке клапана. Приравнивая нулю ур-ие (1.5), получим:

sin 6 = 4 соей; tg6 = - .

Обычно 6 колеблется в пределах от 3 до 11°. Ур-ие (16) показывает, что запаздывание посадки клапана увеличивается с увеличением быстроходности Н. При значительном запаздывании в посадке клапана люгут иметь место удары клапана о седло-обстоятельство весьма существенное, особенно для быстроходных Н. Специальные исследования работы клапанов, произведенные для разъяснения явления удара при посадке клапана показали, что в отличие от посадки к.лапана в воздухе посадка клапана в капельной жидкости происходит без уда.ра. Это объясняется тем, что находящаяся под к.лапа-иом жидкость слулит амортизирующей подушкой для клапана, оказывая в момент посадки сильный тормозящий эффект и предохраняя т. о. клапан от удара о седло. Это явление будет иметь место то.лько тогда, когда находящаяся иод клапаном жидкость будет вытесняться им через ще.ль между клапаном и седлом (фиг. 15). С увеличением числа оборотов II. (осо- gg

бенНО в быстроходных -2£ !(

Н.) запаздывание в ио-

Фиг. 14.

фиг. 15.

садке клапана увеличивается (увеличение 6 за счет увеличения со). При значительном запоздании, к моменту посадки клапана поршень Н. отойдет от мертвой точки и при своем ходе назад успеет отсосать обл:>ем жидкости, находящейся под к.лапаном; так. обр. амортизирующая удар подушка жидкости не будет иметь места, и посадка к.лапана произойдет с ударом о сед.ло. Практически посадка с ударом обнаруживается стуком клапанов. Устранить это явление можно путем увеличения натяжения пружины, однако надо иметь в виду, что увеличение натяжения пружины сопровождается увеличением гидравлич. сопротивления клапана и следовательно ухудшением кпд Н. Т. к. си.ла удара клапана зависит от его массы, то клапаны быстроходных Н. делают возможно .легкой конструкции, необходимая нагрузка достигается натяжением пружины.

Конструкция к.лапана должна удовлетворять следующим требованиям. 1) Хорошее уп.лотнение нри посадке, обеспечивающее отсутствие обратного протока жидкости че1:)ез к.лапан. Для чистых лсидкостс!! уплотняющие иоверхности клапана делают металлическими (чаще всего из бронзы). Металлич. уплотнение поверхности кланана и сед.ла требует тщательной обработки и иришли-фовки. При подъеме загрязненной жидкости или ЯЛ1ДК0СТИ с песком и илом применяют мягкие уплотнения, а именно: кожу, резину, дер>ево. Иногда встречается мягкое уп.лот-

нение в соединении с металлическим. Колса-ное уплотнение допускается только для холодных жидкостей, причем надо следить за тем, чтобы кожа не пересохла и не затвердела. 2) Направляющие ребра клапана (у подъемных клапанов) должны обеспечивать правильное движение клапана без перекосов и заеданий и правильную посадку клапана на седло. Для удовлетворения этого условия направляющее ребро д. б. строго перпендикуляр-ньш к плоскости седла клапана и клапанные ко-

Фиг. 16.

робки д. б. расположены таким образом, чтобы обеспечить защиту клапана от бокового давления потока жидкости. 3) Гидравлич. сопротив.ление клапана, hB уравнении (1), д. б. возможно меньше; это условие обеспечивается правильным выбором размеров клапана и нагрузки на клапан. 4) Безудар-

разрез по GH Фиг. 17.

нал посадка клапана в сед.ло. Правильный выбор нагрузки на к.лапан, состоящий из веса клапана в воде и натяжения пружины клапана. (Конструктивные разновидности клапанов см. Клапаны).

Особые типы поршневых Н. К этому типу насосов относятся: 1) Быстроходные П., построенные проф. Ридлером в 1898 г. для непосредственного (без переда-

чи) сцепления с мотором, а также с целью уменьшения размеров Н. при заданной его производительности. Особенности конструкции быстроходных Н.-следующие. Клапаны должны иметь малый ход и достаточно значительную площадь свободного прохода (применение групповых клапанов). Во избежание сильных ударов при посадке клапаны д. б. легкими, сохраняя ири этом достаточную прочность (клапаны Гутермута). Во избежание больших ускорений жидкости и поршня при большом числе оборотов П., ход поршня д. б. малым. Быстроходные насосы имеют от 150 до 250 об/м. и даже больше (фиг. 16). Недостаток быстроходных Н.-быстрый износ клапанов и других движущихся деталей. 2) Ирямодействующие паровые Н. без маховиков. Поршень Н. расположен непосредственно на штоке поршня парового цилиндра. Маховик и кривошипный механизм отсутствуют, благодаря чему эти П. меньше по размерам и легче обьганьгх Н. Прямодействующие Н. не имеют механич. ограждения движению поршня, вследствие чего ход поршня в таких Н. неопределенный и зависит от скорости работы Н., т. е. от влияния, сил инерции. Это обстоятельство требует применения золотникового распределения специальной конструкции. В сдвоенных П., т. п. д у п л е к с-насос (сист. Вортингтон), паровой золотник одного цилиндра управляется поршневым штоком другого цилиндра (фиг. 17). В конце каждого хода поршень перекрывает впускной и выпускной каналы, благодаря чему образуется паровая подушка и предотвращается удар поршня о крышку. В движении поршня наступает небольшая пауза, во время которой клапаны Н. успевают спокойно без удара опуститься на седло до начала обратного хода поршня. Недостаток Н. системы Вортингтон - довольно значительный расход; пара. Применяются 4aai;e всего в котельных для питания котлов. С и м п л е к с-Н. имеют только один паровой и один насосный цилиндры. Паровой золотник в этих насосах управляется не непосредственно штоком поршня, а при помощи вспомогательных золотников, приводимых в движение от поршня. Вспомогательный зо.лот-ник действует на г.лав-ный золотник посредством пара. К этому типу Н. принадлежат Н. сист. Камерон, Одессе и др. Симплекс-Н. легче дуп-лекс-Н., благодаря чему и употребляются на кораб.лях для питания паровых котлов; благодаря сложности парораснределе-ния они не так надежны в работе, как дуп-лекс-Н. 3) Кры.льчатые Н. (фиг. 18). В этих Н. поршень приводится в качате.льное движение при помощи рукоятки,посаженной на одну ось с поршнем. Такие Н. очень просты и компактны и употребляются для хозяй-

аарез по 1kb

ствонных целей. 4) Д ы а ф р а г м о в ы е, I г л а с т и н ч а т ы е, Н. имеют вместо поршня з.тшемлеиную между двумя фланцами резиновую или кожаную диафрагму. Употребляется для откачки загрязненных вод (лягушки, фиг. 19). 5) Н. д .4 я гор ячей жидкости- конденсацион. Н. без всасывающих клапанов (фиг. 20).

Детали Н. и их конструктивное выполнение. 1) Корпус Н. Материал - обычно чугун, для Ы. вьюоких давлений- стальное литье или фосфористая бронза. Расчет толштшы стенок s = г^-г^ производится по формуле Баха:

где к,-допускаемое напрялсение; (для чугуна А-з=150 KsjcM: для стального литья

Фиг. 18.

Фиг. 19.

/ij = 350 кг/см). Корпус Н. не должен иметь .мест скопления воздуха (воздушные мешки), для чего нагнетательный клапан устраивают в самой высокой точке насоса. Стенки должны иметь небольшой наклон к нагнетательному клапану (фиг. 21). Клапаны д. б. легко доступны для осмотра. Клапанные коробки должны располагаться т. о., чтобы клапан не подвергался боковому давлению. Жидкость в Н. должна иметь прямой путь без изменения направления от всасывающего к нагйетательному клапану. Расстояние между всасывающим и нагнетательньпи клапанами д. б. возможно короче. 2) П о р ш и и встречаются двух типов: д и сковы е- для низких давлений (до 1-2 atm.) и п л у н-ж е р н ы е-для высоких давлений. Уплотнение дискового поршня находится в самом поршне и в зависимости от свойств и t° л;ид-кости бывает металлическое-в виде пружинящих колец (фиг. 22), или кожаное (фиг. 23). Плунжеры представляют собой пустотелые цп.тиндры; для уменьшения да-

вления на сальник вес плунжера д. б. приблизительно равен весу вытесняемой им водьь 3) С а*л ь и и к и служат д-тя уплотнения движущихся частей Н. (плунжер, шток поршня). Сальники бьша-ют с мягкой набивкой (хлопчатобумажный или пеньковый шнур, пропитанный салом), кожаные (фиг. 24) и металлические. 4) Воздушные колпаки должны рас-

Фиг. 20.

Фиг. 21.

полагаться возможно ближе к Н. и иметь достаточное содержание воздуха. Подводящие и выводные трубы в воздушном колпаке должны быть расположены т.о., чтобы колебание одного столба жидкости не передавалось непосредственно другому. Правиль-

Фиг. 22.

ное расположение труб показано на фиг. 25, неправильное на фиг. 26. Во всасывающем колпаке происходит выделение растворенного в жидкости воздуха. Для того чтобы уровень жидкости во всасывающем колпаке не понижался и излишний воздгх не прорывался толчком в цилиндр насоса, нарушая работу насоса, в выводной трубе на уровне жидкости делают мелкие отверстия для Епостепен-

Фиг. 23.

Фиг. 24.

ного выхода излишков воздуха (фиг. 25). В нагнетательном колпаке, наоборот, происходит поглощение воздуха водой. Это поглощение тем интенсивнее, чем выше давление в колпаке. Для попсчнения воздуха служит воздлтанып клапан, располагаемый в

наивысшей точке под нагнетательньш клапаном. Присос воздуха регулируется от руки. При больших давлениях понолнение воздуха происходит от специального воздушного насоса с автоматич. регулировкой подачи.

Фиг. 25.

Фиг. 26.

Пример установки поршневого насоса показан на фпг. 27 и 28. На фиг. 27 изображен общий вид установки Н. двойного действия в подземной водонапорной станции производительностью 120 м^1ч при высоте подъема 260 м. Н. приводится в двиление от электро-

Фиг. 27.

мотора. На фпг. 28 изображен И. и мотор упомянутой установки.

Пуск в ход и р е г у .4 и р о в к а поршневых Н. При пуске в ход Н. без за.чивки жидкости он работает как воздушный Н. Наличие большого вредного нространства сильно понижает высоту всасывания. Для уве.71ичения разрежения в цилиндре и следовательно уве.тичения высоты всасывания служат вспомогательные клапаны для выпуска воздуха,мтихуя нагнетательный трубо-

провод, непосредственно в атмосферу. Лучше избегать сухого всасывания и перед пуском напо.лнять Н. жидкостью. У бо.льшин-ства крупных Н. имеется д.ля целей заливки специальный трубопровод, соединяющий нагнетательную трубу с внутренним пространством Н. и всасывающей трубой. Подача Н. регулируется изменением числа ходов и.ли оборотов Н. У П. с ременной передачей ре-гу.лировка подачи м. б. осуществлена при помощи ступенчатого шкива, у прямодействующих паровых Н. - с помощью центробежного регулятора мощности. Изменение подачи такого П. происходит путем изменения длины тяг регулятора, связанных с муфтой последнего. Изменение по.лолсения муфты регулирует ход И. путем изменения напо.лнения (дросселирования пара) паровой машины.

Приборы, к о ИТ р о .л и р у ю щ и е р а-боту насоса: 1) манометр и вакууметр (ставятся обычно на напорном и всасывающем ко.лпаках), 2) водомерные стекла для контроля уровня воды в воздушных колпаках; Л) задвижка в напорном и всасывающем трубопроводах; 4) счетчик оборотов и водомеры.

Лит.: Бурда ков А. А., Поршневые насосы, ч. 1. М., 1 925; Махи с сен Г. и Фукслохер е., Насосы, пер. с нем., М., 1927; В erg Н., Die Kol-benpumpen, 3 Aufl., В., 1926. К. Баупин.

Насосы центробежные.

В центробежных Н. движение перекачиваемой жидкости, так же как и требуемое давление (высота напора), осуществляется за счет получающейся при работе насоса центробежной СИ.ЛЫ частиц жидкости. Рабочей частью центробежного П. служит колесо с лопатками, аналогичное колесу водяной турбины (см. Двиратели гидравлические). Поступающая в насос вода увлекается лопатками, и, вращаясь вместе с кслесом под действием возникающей центробежной си.лы, выталкивается из Н. в напорный трубопровод; благодаря этому движению воды осуществляется приток жидкости по всасывающей трубе к Н. Преимуществом центробежных Н. по сравнению с поршневыми яв.ляются: 1) отсутствие клапанов; 2) большое допускаемое ч1ис.ло оборотов ва.ла рабочего ко.леса, благодаря чему центробелшые П. могут быть не-иосредственно, без промежуточных передач соединены с паровой турбиной либо электромотором; 3) .легкая регулировка в больших пределах количества подаваемой воды; 4) относите.льно большая практически возможная высота всасывания 8 .м, т. к. при центробежном П. движение воды во всасывающей трубе совершается с равномерной скоростью, благодаря чему и потери во всасывающей трубе будут меньше; Ъ) значи-те.льно меньшее место, занимаемое ири Toii же мощности всей установкой; 6) значительно меньшая стоимость всей установки, в особенности при бо.льших часовых расходах .жидкости; 7) меньшие эксшлоатационные расходы. Недостатками центробежных Н. считают: 1) относительно меньший кид (на 10- 15% меньше, чем у поршневых Н.), 2) худшее всасывание, к-рое при центробежном Н. обычной конструкции возмонто только в то.ч случае, если рабочее ко.лесо и всасывающа я труба напслнены жидкостью.

В зависимости от величины напора раз-личают центробежные Н. низкого давления (до ~ 15 м вод. ст.), среднего давления (до

Ы.)и без направляющего колеса; с односторонним и двусторонним притоком жидкости к рабочему колесу. По распо.тожению вала

Фиг* 28.

~ 40 м) и высокого давления. По числу рабочих колес цеитробелшые П. разделяют на одноступенчатые и многоступенчатые; последняя конструкция служит для центро-бежньгх Н. высокого дав.тения, причем лсид-кость, пройдя одно рабочее колесо, поступает в следующее, т. е. колеса работают последовательно. При большом часовом расходе Ягидкости находят применение конструкции центробежных Н. низкого и среднего давления с несколькими рабочими колесами, работающими параллельно. Также раз.личают конструкции центробежных И. с направляющим колесом (турбинный тип

рабочего кстеса все конструкции разде.тяют на Н. с горизонтальным валом и Н. с вертикальным валом. Центробежные Н. низкого давления выполняют обычно без направляющего колеса с односторонним или двусто-роннши притоком воды к рабочему колесу а (фиг. 29), причем вода подводится к колесу ио направлению его оси. Рабочее колесо помещается в кожухе, имеющем форму спирали; такой кожух называется диффузором. ХХля центробежных Н. среднего давления в настоящее время находят применение преимущественно конструкции с нанравляк-щим ко.тесом b (фиг. 30), в к-рое поступает

вода из рабочего колеса а. Направляющее колесо имеет назначение предотвратить возможность образования турбулентного дви-жеяшя воды и гидравлического удара при выходе воды из рабочего колеса и при ее

Фиг. 29.

поступлении в напорный трубопровод, в то же время направляющее колесо служит для увеличения давления за счет уменьщения скорости движения воды. В конструкциях центробежных Н. среднего давления применяется почти исключительно двусторонний приток воды и кожух спиральной формы. Центробежные насосы высокого давления в зависимости от желательного напора имеют до 10 рабочих последовательно вк.лгоченных

Фиг. 30.

колес в одном агрегате. На фиг. 31 дана схема четырехступенчатого Н. Все четыре рабочих колеса а окружены направляющими колесами, причем вода из каждого направляющего колеса с по обводному каналу b подается в следующее за ними рабочее колесо, из последнего направляющего колеса в кожух d и напорный трубопровод, как это указано на схеме стрелками.

Расчет центробежных Н. Центробежные насосы имеют рабочее колесо, которое по своей форме в общем ничем не отличается от колеса тихоходной турбины Френсиса. Из всасывающей трубы вода притекает к рабочему колесу по осевому направлению со скоростью Со (фиг. 32). При поступлении воды в рабочее колесо направление водяного потока из аксиального изменяется на радиальное. Если действительная скорость, с которой вода входит в канал между лопатками колеса, равняется и окрул^ная скорость вращающегося колеса равняется Ui, то относительная скорость потока при его входе =Wi. Для того чтобы не происходило гидравлического удара, начало лонатки д. б. наклонено под углом Pi, к-рый определяется

из паралле.лограма скоростей. Проходя по каналу рабочего колеса, поток воды будет изменять свою скорость как по величине, так и по направлению, поэтому при выходе из колеса абсолютная скорость воды будет равняться Са, относительная скорость, направленная под углом J к касательной, будет равна 2 и скорость переносного движе-ПИЯ (окрул^ная ско- jL.r рость) будет равна

Фиг. 31.

г*2. причем скорость с2 составит с касательной к окружности колеса уго.л aj. Если имеется направляющее колесо, то начало его лопаток д. о. наклонено под углом 2, в противном случае вода, выходя из рабочего колеса, будет поступать с ударом в направляющее колесо. Работа А, совершаемая центробежной силой при прохождении массы m воды через рабочее колесо, равняется

А = J т- гссг dr - 2 moi-{Rl - Щ), Ri

где со-угловая скорость колеса, R= и

радиусы окружностей колеса, со-

ответствующие входу и выходу воды из каналов колеса, и д-ускорение силы тяжести.

При массе т--

1 кг-ск

м

работа 1= -

---2 = 2д~2д' работа частично расходуется на создание гидрав.лического напора /2-1, где hi - высота гидравлич. напора во всасывающей трубе при входе в колесо, Л2-высота гидрав.лич. напора при выходе из колеса; другая часть работы А тратится на

Фиг. 32.

создание в канале колеса скоростного (динамического) напора, равного . Из сказанного следует, что

Т. к. при работе центробежного Н. водаво всасывающей трубе не только поднимается на высоту всасывания Н^., но приобретает скорость движения Со, то высота напора

1 = -(я .+ф (фиг. 33).

Для получения требуемой высоты напора Я„. при скорости водяного потока Cg в момент его выхода из рабочего колеса необхо-

димо, чтобы высота гидравлич. напора удовлетворяла ур-ию + = Я„ . Подставив в ур-ие (17) значения /г^ и и принимая со= с после преобразования получим, что теоретич.высотаЯполезного напора, равная сумме высот Hg -Ь Н„ , будет равняться

Из нараллелограмов скоростей (фиг. 32) имеем ui = -f ul - 2с2г<.2 cos = с* -f - - 2eiMiCos а^; следовательно теоретич. высота полезного напора

C2U2 cos a2-CiUi COS ai

(19)

при aj = 90° я = - (19а)

Учитывая потери в самом Н. от трения и от превращения скоростной энергии в энергию давления, необходимо ввести гидравлич, кпд T]f, кроме того следует учесть также и механич. потери в центробежном

Наяуум

Фиг. 33.

Н. (трение в подшипниках, сальниках), эти потери оценивают механич. кид: j ,=0,8-1-0,9. Кроме перечисленных потерь имеются потери во всасьшающей трубе и подающем трубопроводе, поэтому ири расчетах удобнее пользоваться манометрической высотой Н^ т.е. высотой, определяемой по показанию манометров, постав.ленных при входе воды и при ее выходе из рабочего колеса. Из сказанного следует, что

Н = rj . cos a2-C\Ui COSai pQ

Уго.л a т. е. угол между касательной к окрулгности колеса и направлением струп воды, вступающей в канал рабочего колеса, выпо.лняют обычно равным 90°, так что

ЯC2U2 СОЗаг /с)ч ч

m.Vh- д -(,~i)

Для насосов без направляющего колеса ?fc = 0,5-0,65; для одноступенчатых насосов с направляющим колесом r]f = 0,6-1-0,75; для многоступенчатых насосов высокого давления 7 = 0,7-0,8.

Рабочее колесо. Форма .лопатки рабочего колеса имеет бо.льшое в.лияние на ра-

боту центробежного насоса. Изменение угла /За лонатки влечет за собою изменение относительной скорости Wz и абсолютной скорости Cg. выходящей из колеса струи воды, следовательно влияет и на высоту нодачи Б. Это влияние рассмотрим для обьганых форм лопаток, причем надлежащим подбором ширины колеса достигаем того, что радиальная слагающая (компонента) с^г скорости выхода с2 будет равняться скорости входа с^. Можно построить лопатку А (фиг. 34), настолько изогнутую назад но отношению к направлению вращения, что скорость выхода с 2 будет направлена по радиусу, при этом угол а 2 станет равен 90°, а так как уго.л Oj также равен 90°, то

C2U2C0Sa2 Q gO

Фиг. 35.

Из ур-ия (18) для этого случая имеем:

wi-wf ul-ut .pox

Из сравнения ур-ий (17) и (23) следует, что при этой форме лопатки вся работа колеса тратится на изменение относительной скорости W, и никакого изменения гидравлического напора (h-hj) не пол^ается. Форма лопатки А представляет нейтральную лопатку , построение очертания которой показано на фиг. 35; вследствие постоянного ноне-речного сечения потока Ci = Cj = = = Const, абсолютный путь воды будет направлен по радиусу АС, причем этот путь поток проходит за время t; таким образом AC = Cit, в то же время имеем СБ = ut; этими двумя равенствами определяется угол (р; деля отрезок АС и угол (р на одинаковое число равных частей и проводя концентрич. окружности, получим точки 1,2,3 кривой очертания нейтральной лопатки, к-рое определяет наименьший возможный угол 2 (фиг. 34) при заданных числах оборотов центробежного Н. Увеличивая затем угол /5 2, но.лучим форму лопаток В, С (фиг. 34) и форму jD. Очертание лопатки, выислненной ио форме D, заканчивается ио радиусу (лонатка Ритингера), т. е /32=90°. Для радиальной лонатки, по ур-ию (19) ири

ai=90°, имеем Н= и, согласно парал-

.лелограму скоростей, с| -wi = M; так как = С2г= Ci, то имеют место следующие равенства:

2 2 .л и

(24)

1 -i

Из ур-ий (17) и (18) имеем:

(25).

т. е. высота напора Я при радиальной лопатке действует наполовину статически, наполовину динамически. При дальнейшем увеличении уг.ла /Зд получается форма очертания лопатки загнутой вперед, и угол jSj достигнет своего возможного максимума тогда, когда параллелограм сил превратится в ромб; в этом случае лопатка(фиг. 34) будет загнута вперед под тем же углом, под

к-рым нейтральная форма лопатки^ загнута назад. Т. к. в этом случае (фиг. 36) iv = и Ctr - Ci, то Cg cos 2 =22 и, согласно ур-ию

(19), Н = 2 Из паралле.лограма сил имеем: ci - с! = (2112, следовательно

2д' ~2д

(26)

Т.е. все повышение напора динамич. характера и выралсается в увеличении абсслют-

ной скорости дви-

*2 ,S2 жения воды, так

что изменения гид- г ростатического да-Фиг 36 влепил не будет:

h.2- 1 = 0, и при такой форме .лопатки вода выходит из колеса без какого бы то ни было избыточного дав.ления. Влияние уг.ла /Зз на гидростатич. и динамич. иовышение напора дают диаграммы фиг. 37-39. Пр1шяв во внимание, что диам. по.луокружностей на этих диаграммах взят равным 21*2, будем иметь следующую геометрич. зависимость:

xif = (22 - Сг cos Og) Cg cos 02 = = 2tt2 Ca cos - ci cos 02 n xy = yz- - zx; так как cl cos о = c - , то

жуЗ M2C2 COS a, t*-c\ yz2 ZX .f, s

2g g -ig 2g ~2g

Следовательно zy представляет скорость, соответствующую общему напору Н., ху--

Фиг. 37.

Фиг. 38.

Фиг. 39.

статическому, xz-динамическому. Как видно из диаграмм фиг. 37-39, при заданной окружной скорости 1*2 наибольшая высота подачи получается при лопатках, загнутых впе-ред (фиг. 39), причем г.л. обр. за счет динамич. высоты напора, энергия к-рого д. б. в направляющем колесе превращена в статический напор; так как такое превращение связано с потерями от образования вихрей, трения и ударов, то д.ля большинства И. применяют лопатки, загнутые назад с углом ,jS.2=50--25°, д.ля которых величина статич.

напора относительно значительно бо.льше. На фиг. 40 дана диаграмма высот напоров для различных форм .лопаток А, В, С, D, Е я F (фиг. 34). Из диаграммы видно, что для

форм .лопаток от J3 до Е величина статич. давления к^-к^ остается почти постоянной, при лопатках, имеющих форму А \i F, статическое дав.ление равняется 0.

Влияние расхода воды Q на высоту теоретич. напора Н при постоянной скорости и при различных формах лоиаток дано на диаграммах фиг. 41-43. С уменьшением Q уменьшается и скорость пря лопатках, загнутых назад, при уменьшении увели-

Чвеяччеи. высота напсрв, при \меньшении Q

Фиг. 41. Фиг. 42.

Фиг. 43.

чивается множитель Oacosog, и следовательно при неизменной скорости увели-

Cotto COS Go

чивается напор Я= -; это увеличение напора Н на фиг. 41 наглядно изображено увеличением нлощадн ирямоуго.льника Сз %2 cos Og; при .лопатках, загнутых вперед, увеличение Q влечет за собой уменьшение Н; в радиальной лопатке изменение Q не влияет на величину Я. Зависимость Я от Q дана на диаграмме фиг. 44, на которой нанесены как величины теоретических высот па-пора Я,так и действительные высоты напора; последние благодаря потерям в колесе естественно будут меньше теоретических высот.

Построение диаграмм ск о р остей. Случай 1. а =90°; скорость Ci имеет радиальное направление. При задан-

Лопатни

§ Е

-> Подаваемое мличвстЬо

Фиг. 44.

НОМ секундном расходе Q необходимо вести расчет на ко.личество = (1 -f / ) , где коэфициент /г 0,05 учитывает потери в зазорах. Скорость воды во всасывающей трубе Co=2-f-2,5 MiCK. При диам. Do всасываю щей трубы перед входод! в ко.лесо п диам. d ступицы колеса площадь свободного прохода перед входом в рабочее колесо F =

=~(Dl - d), скорость Со водяного потока при входе в колесо перед .лопатками равна . При входе в каналы лопаток эта скорость повысится до Cj. причем Cj = Со-