Аналитика



Глава 14. кавитация. конструкции лопастных насосов

Глава 14. КАВИТАЦИЯ. КОНСТРУКЦИИ ЛОПАСТНЫХ НАСОСОВ

2.19. Сущность кавитационных явлении

Кавитацией называется нарушение сплошности потока жидкости, обусловленное появлением в ней пузырьков или полостей, заполненных паром н.ш газом. Кавитация возникает при понижении давления, в результате чего жидкость закипает или из нее выделяется растворенный газ. В потоке жидкости, такое падение давления происходит обычно в области повышенных скоростей. В большинстве случаев жидкость настолько быстро проходит через область пониженного давления, что газ не успевает выделиться. В этом случае кавитацию часто называют паровой. Полости или пузырьки, заполненные паром, увлекаются потоком в область повышенного давления. Здесь пар конденсируется и полости, заполненные паром, замыкаются. Последствием кавитации являются следующие основные явления.

1.    Эрозия материала стенок к впала. При конденсации пузырьков пара давление внутри пузырька остается постоянным и равным давлению насыщенного пара, давление же жидкости повышается по мере продвижения пузырька. Частицы жидкости, окружающие пузырек, находятся под действием всо возрастающей разности давления жидкости и давления внутри пузырька и движутся к его центру ускоренно. При полной конденсации пузырька происходит столкновение частиц жидкости, сопровождающееся мгновенным местным повышением давления, достигающим сотен мегапаскаль. Эго приводит к выщербливанию материала степок каналов. Описанный механический процесс разрушения стенок каналов называется эрозией и является наиболее опасным следстоиеи кавитации.

2.    Звуковые явления (шум, треск, удары) и вибрация устаповки, являющиеся следствием колебаний жидкости, которые вызваны замыканием полостей, заполненных паром.

3.    Уменьшение подачи, напора, мощности я КПД лопастного пасоса.

Иногда приходится иметь дело с потоком жидкости, к которой подмешаны пузырьки таза. При прохождении пузырьков через область пониженного давления происходит их интенсивный рост и, еяедовательао, увеличение объемной концентрации газа. Это может привести к падению подачи и напора пасоса, которое предположительно объясняется следующим. Увеличение объемной концентрации таза в жидкости ведет к сильному уменьшению скорости увука. Тик, при объемной концентрации воздуха в йоде, равной 1 %, скорость звука составляет 120 м/с, при 10 % — 40 м/с. Скорость жидкости в наиболее1 узком ссчнпии канала не может быть болыпо звуковой, поэтому уменьшение скорости звука, получающееся при увеличении объемной концентрации газа, приводи! к енгокепию скорости жидкости и подачи насоса. Кроме того, прн уменьшении скорости звука до значения, близкого к скорости жидкости (число Маха близко к 1), резко увеличивается гидравлическое сопротивление канала и следовательно уменьшается подача. Такое нарушение режима работы пасоса может произойти л при дозвуковых скоростях жидкости в реаультате того, что в центральной части колеса скапливается газ, отсепарировавшийся под действием центробежных сил от жидкости. Такие явления часто называют газовой кави-

В лопастном насосе паровая кавитация возникает на лопатке рабочего колеса обычно вблизи ес входной кромки. Давление здесь значительно ниже давления во входном патрубке пасоса вследствие местного возрастания скорости при натекании па лопатку и из-за гидравлических потерь в подводе.

Напишем уравнение Бернулли для свободной поверхности жидкости в приемном резервуаре и входного патрубка насоса (см. рис. 2.27). За плоскость сравнения примем свободную поверхность жидкости в приемном резервуаре:

— -К-+ЙП»

pg 1 2g 1

где Пъ — расстояние от приемного уровня до оси насоса, называемое высотой всасывапря; и р0 — скорость жидкости и абсолютное давлсвис во входной патрубке пасоса; hB — гвдравлическио потери в подводящем трубопроводе.

Такам образом, давление у входа в насос в, следовательно, в рабочем колесе насоса тем меньше, чем больше высота всасывания и гидравлическое сопротивление подводящего трубопровода и чей непыяе дааяение в приемном резервуаре. 11ря достаточно больших высоте всасывания и сопротивлении подводящего трубопровода или нри слишком малом давлении в приемном резервуаре давление у входа н рабочее колесо становится настолько малым, что возникает кавитация. Таким образом, кавитация ограничивает высоту всасывания насоса.

рветкка ваеоеа    вы в рабочем колесе

Назовем кавитационным запасом превышение полного напора жидкости во входном патрубке насоса над давлением ее насыщенного пара. По определению кавитационный запас

+    (2.64)

№ 2g    pg ’ v '

гдо р„П — давление насыщенного пара жидкости.

Если вось кавитационный запас преобразуется в области .минимального давления в кинетическую энергию жидкости и расходуется на преодоление гидравлического сопротивления подвода насоса, то давление понизятся до давления насыщенного пара жидкостй и возникнет кавитация. Кавитационный запас, при котором происходит кавитация, называется критическим.

Для определения критического кавитационного запаса производят кавитационные испытания насоса, в результате которых для кагкдого режима работы насоса получают кавитационную характеристику (рис. 2.42). Она представляет собой зависимость напора от кави гационного запаса при постоянной частоте вращения и подаче. При больших Ah кавитационные явления отсутствуют и напор of кавнтацнонного запаса не зависит. Возникновепне кавитации ведет к образованию на входном участке тыльной стороны лопатки полости — каверны, заполненной парой (рис. 2.43), из которой потоком выносятся пузырьки пара или же сама каверна периодически отрывается и уносится потоком. По мерс уменьшения кавитационного запаса длина и толщина каверны постепенно увеличиваются. При ее достаточной длине изменяется поток на выходе из колеса, что приводит к уменыпеяию напора иасоса.

Режим, про котором начинается падение напора, называют первым критическим режимом. Ему соответствует первый критический кавитационный запас Ah\. При дальнейшей уменьшении кавитационного запаса каверна, удлиняясь, приближается к концу лоиатки. Это сопровождается все более существенным изменением потока па выходе из рабочего колеса и, следовательно, все большим уменьшением напора. При втором критическом кавитационном запасе (ДАц) каверна теряет устойчивость и ее длина быстро увеличивается. Это вызывает резкое уменьшение напора.

У многих тихоходных иасосов первый критический режим на кавитационной харацтеристике не обнаруживается.

Работа насоса на режимах развитой кавитации может привести и интенсивному эрозионному износу, поэтому эксплуатировать насос, в области между первым и вторым критическими режимами можно только в случаях, когда к износостойкости насоса не предъявляются повышенные требования (например, насос кратковременного действия), если при работе насоса в этой области эрозии не возникает или если работа насоса ь этой области кратковрсмеппа.

Опыты Тирувеигадама (Пндня) показали, что капцтиппонная эрозии возникает, если скорость натекавия жидкости больше пороговой. Последняя зависит от рода гкидкости, механических ceoiictb материала рабочего колеса и числа кавитации (см. п. 1.21), при котором возникают кавитационвыо явления. Поэтому при скорости натекания Жидкости на лопатки колеса ц># меньшей пороговой, работа в области Afej > ДА > ДА^ же приводит к эрозии.

Первый критический кавитационный запас илп, в случае допустимости работы в области Akj > Д/г > Ahu, второй принимают за наименьшую величину кавитационного запаса, при которой возможна эксплуатация насоса. Чтобы насос не работал в режиме недопустимо сильной кавитации из-за неточного учета всех факторов в расчете, назначают небольшое превышение допустимого кавитационного запаса над критическим. Обычно это цревышеппе принимают равным (0,1—0,3) Д/г»р. Меньшее значение выбирают, если расчет ведут по первому критическому кавитационному запасу и критический кавитационный запас велик. Следователыго, допустимый кавитационный запас

ДАдоп = (М-М,3)Дйир.    (2.65)

Выбрав допустимый кавитационный запас, можно папти для данной насосной установки максимально допустимую высосу веа-сывапия. Из уравнений (2.63) и (2.04) высота всасывания

На = ? — ДА - Ss^- - ha.    (2 66)

s pg    PS

При эксплуатации насоса следует контролировать, пе работает ли насос и режиме недопустимо сильной кнннтацип. Такой контроль удобно производить по показанию вакуумметра, установленного на входном патрубке пасоса. Для этого надо знать допустимый вакуум на входе в насос. Из уравнения (2.04) такой вакуум, или вапууммет-рическая высота всасывания,

ЯИ1. = Sfcfs =    -f.    (2.67)

mi. ag    Рь"    2g    y

где ро — барометрическое давление.

Результаты испытания насоса на кавптяцгло наносят на характеристику насоса обычно в форме кривой зависимости допустимого кавитационною запаса Д/гл„ц от подачи (с.ч. рис. 2.15).

2.20. Оиределсние критического кавитационного запас»

Опыги показывают, что область минимального давления, D которой возникает кавитация, расположена на тыльной стороне лопатки вблизи входной кромки. Определим давление в этой области. Для этого папишем уравнений Бернулли для сечений струйки жидкости, расположенных па входе d подвод п непосредственно перед входом на лопатку рабочего колеса. Прн этом примем, что гидравлические потери в подводе малы и ими можно пренебречь. Тогда

+ t <2'68» где рп и — абсолютные давлопие и скорость потока перед входом на лопатки рабочего колеса {см. и. 2.J),

Напишем уравнение Бернулли для относительного движения жидкости для сечения струйки, расположенного перед входом па лопатки рабочего колеса, и сечепия К, в котором давление минимально. Так как эти сечения близки одно к другому, zu =* zk и ц0ик-Гидравлическими потерями пренебрегаем. При этом

-0 л..= —- _|_ l>g^2,; Cg ^ 2g

откуда

Кавитация иачппается прн равенстве минимального давления давлению насыщенного пара перекачиваемой жидкости, т. е. при р,пт — рИ11, При эюм

\ч'П;    pifj/з    v

есть критическое число кавитации, обозначенное в п. 1.21 буквой к. Для кинематически подобных потоков отношение скоростей

Юк/щ и, следовательно, критическое число кавитации Хкр' одинаковы. От рода жидкости и ее температуры критическое число кавитации мало зависит, если числа Re потоков в рабочем колесе не слишком сильно различаются и если потоки автомодельны. В противном случае критическое число кавитации различно из-за разного распределения скоростей у входа в рабочее колесо. Так как скорости и>к и w0 являются скоростями у носика лопатки, то для равенства критических чисел кавитации Я, требуется главный образом геометрическое подобие входных элементов лонатки и потока. Даже значительное отклонение от подобия выходных элементов мало сказывается иа значении Х„р. Таким образом, критическое число кавитации Я, зависит от формы проточной части входных нлементов рабочего колеса и направления потока на входе в него (режима работы иасоса).

Из уравнений (2.68) л (2.69) получим

(2.70)

ув. up t'n /'п П _ '¦а ц “-о

Р8    2g    pg ~2g~^ '“р 2g

или, согласно уравнению (2.64),


Для кавитационных режимов pmfn = рна и



(2.71)

Полученное уравнение является основным расчетным уравнением кавптацни. Из выра;кепия (2.70) следусг, что давление ртш тем меньше, чем больше скорости v0 и w0. Скорость и>0 максимальна для струйки, текущей вдоль переднего диска, у которой диаметр входа и, следовательно, переносная скорость и, наибольшие. Спорость v0 здесь также обычво максимальна. Следовательно, наиболее опасной в отношении кавитации является периферийная точ*^а входной кромки. Возникновение местной кавитации в отдельных струйках не приводит к изменению напора насоса. Последнее происходит лишь тогда, когда кавитация захватывает достаточно большую область рабочего колеса, поэтому было бы неправильным применять уравнение (2.71) для периферийной струйки. Применяют его для средней струйки и под v0 и и’0 понимают абсолютную и относительную скорости непосредственно перед входом на лопатки рабочего колеса на средней струйке потока.

Уравнение (2.71) пригодно как для первого, так и для второго критического кавитационного режима. Критическое число кавитации для второго критического режима меньше, чем ?-i для церкого. Из уравнения (2.71) следует, что критический кавитационный запас зависит только от скорости движения жидкости, определяемой конструкцией насоса и режимом его работы. Он пе зависит от баромет-рического давления и мало зависит от рода и температуры жидкости, если числа Re потоков в рабочем колесе но слишком сильно раз-днчаются яли п<т*«н авиэуодедьяы а веха жидкость одаой*млао»еит-еа, а со температуря существенно ниже крптнческоа. Это дает возможность использовать результаты испытания насоса па одной жидкости для определения кавитационного запаса нрн работе насоса на другой жадности-

Если температура жидкости близка к критической, то пз-за термодинамического эффекте, возникающего при кавитации (оялаждення жидкости про ев поиреввн), «ритячаекдй кввигацяонный «пиле пкшлитая с ростом температуры. У мвогожоммовеигаи жидкостей (taeeti) давление наощеавого вара заьщедг от соотношения даровой и ж«дкой фаз. Лрл эхом ианвняюгея усдоаяя образования кавгтациопной каверны и, следовательно, навигационные свойства насоса по сравнению с его свойствами ттри работе на одшжоипонягггои жидкости.

Для использования уравнения (2.71) необходимо знать критическое число кавитации ?цр. Оно определяется по эмпирическим формулам и опытным таблицам, которые приведены в специальных пособиях.

Выведем формулу пересчета критического кавитационного запаса. Пусть два геошмрически подобных насоса работают в подобных режимах. По определению критический кавитационный запас

При кавитации ра.^И pg) — рнд/СР5) =    есть    разница

пьезометрических напоров во входном сечении подвода и в сечении, гдо давление минимально. Если пренебречь разницей уровней этих сечений, то разница пьезометрачаски\ напоив, будучи равной разности статических напоров, пропорциональна скорости жидкости во ваорой степени {см. и. 1.20):

ДРкрДр?)^ ДЯстЛ^у2. Поэтому с учетом уравнения (2.34) Д/?кр лз с® cv (п!)1

(2.72)

Уравнение (2.72) позвозяет определить критический кэентадяон-ный запас насоса, геометрически подобного другому насосу, кавитационные свойства которого известны, ила же пересчитав крита-чссиич павитациотшй запас насоса с одяой частоты вращения па другою.

Приведенный вылод формулы пересчета не связан с особениостями рабочего процесса лопастного насоса, поэтому формула справедлива для всех видов насосов, имеющих вращающиеся рабочие органы или цикличный рабочий процесс.

Экспериментально установлено, что кавитационные свойства лопастных насосов, за исключением, по-видимому, насосов с короткими лопатками, зависят только от условий входа в рабочее колесо, я не зависят от условий выхода из него (от формы лопаток и колеса на выходе и от конструкции отвода). Поэтому для того, чтобы формула

(2.72) была справедлива, достаточно соблюдения геометрического подобия подвода и входных элементов рабочего колеса и не обязательно соблюдение подобия отвода и выходных элементов колеса.

Исключим из уравнений (2.33) и (2.72) линейный размер L. Для этого возведем правую в левую части уравнении (2.33) в cieneHb 2/4, а уравнения (2.72) в степень 3/4 и разделим одно уравнение на другое. Кроме того, умножим обе части получившегося уравнения на 10я'4:

»1 VGI ъУо,

(4/.„,,Л0),г4    (М„,;10),'‘'

Следовательно, величина

<273)

одинакова для всех геометрически подобных насосов при их работе на подобных режимах. По аналогии с коэффициентом быстроходности насоса [уравнение (2.47)} ее называют кааитпацивнным коэффициентом быстроходности. Уравнение было получено С. С. Рудневым. Из него следует, что кавитационные свойства насоса тем выше, чем больше С. При работе в оптимальном режиме иасосов, плохих в кавитационном отношении (например, насосов для загрязненных жидкостей), кавитационный коэффициент быстроходности для первого критического режима Cj — 600-^700 и меньше, для обьгчпых насосов С] — 800-5-1000, для насосов с повышенными кавитационными свойствами С{ = 1300 и более. Этп коэффициенты определены при подстановке в формулу (2.73) подачи Q (в м’/с), частоты вращения к (в об/мин), <У»вр (в м).

Уравнение (2.73) позволяет определить критический кавитационный запас или, прн известном критическом кавитавд*ощц>м запасе, максимальную частоту вращения, если известен коэффициент С.

У насоса двустороннего входа (см. рис. 2.3) ноток делится поровну между двумя входами в рабочее колесо. Поэтому для насосов Двустороннего входа значение подачи, входящее в формулу (2.73), следует брать равным Q, 2, где <2 — подача насоса. Отсюда следует, что при том критическом кавитационном запасе и тон же подаче частота вращения у насоса двустороннего входа может быть выбрана в У2 раз большей, чем у одностороннего. Это одно из основных преимуществ насосов двустороннего входа.

Согласно изложенному в настоящей главе материалу критический кавитаццонпып запас можно определить следующими способами.

1.    По результатам кавитационного испытания пасоса. Полученный опытным путем критический кавитационный запас пересчитывают на другие жидкость, частоту вращения я размеры пacccja по формуле пересчета.

2.    По уравнению (2.71).

Анализ уравнения (2,71) покпла диошюго запаса необходимо увел бочего колеса и его ширину bt на ток у входа. При чрезмерном уне coca падле с. Это ограничивает иозмо пых качеств пасоса п\ сен увели ширттпы рабочего колеса на входе сильно повышает кавитациоииые качества пасоса, сраииительно мало иопижая КПД. Па рис. 2.44 изображено центробежное рабочее колесо с повышенными кавитационными качествами. У такого колеса при втором критическом режиме С доходит до 2300.

Г«г. 2.W. Рабочее колесо с повышенными кавитационными качествами

Другим способом повышения кавитационных качеств насоса является установка на входо б рабочее колесо первой ступени осевого колеса (рис. 2.45), которое повышает давление у входа в центробежное колесо, что обеспечивает его бескавитационпую работу. Для улучшения кавитационных качеств самого лродвключениого осевого колеса увеличивают его наружный диаметр и уменьшают толщину входной кромки лопатки. Распространенная конструкция осевого колеса с лопатками, очерченными по винтовой поверхности, получила название предвключениого шнека. У насоса с нредвключениым шнеком величина С ид втором критическом режиме достигает 5000.

что для уменьшения кавита-шватъ входной диаметр Dс ра-оде и уменьшать толщину .попечении диаметра ичода КЦД нежность покьикелйн кавитадкои-ия диаметра входа. Увеличение


Рис. 2.45. Установка предвключеп-ного шнека перед рабочим колесом


2.21. Конструктивные разновидности рабочего колеса, подводя п отвода

Проточная полость всех лопастных насосов состоит из трех ос-поввых элементов — подвода, рабочего колеса и отвода. Назначением рабочего колеса является передача жидкости энергии, подводимой к валу насоса. Обычно рабочие колеса отливают целиком вместе с лопатками. Малые колеса тихоходных насосов, имеющие узкие каналы, часто выполняют сборными. При этом штампованные лопатки приваривают или приклеиыиают к литым шга штампонашшч ведомому и ведущему дискам. Иногда сборное колесо состоит только из двух частей — из ведущего диска, в котором выфрезероианы лопатки, и из ведомого диска. Сборная конструкция дает возможность производить тщательную обработку внутренней поверхности капа-лов между лопатками, что уменьшает гидравлические потери н увеличивает эрозионную стойкость рабочего колеса.

Число лопаток у центробежных колес обычно равно шести—десяти, у осевых колес — трем—пяти. Рабочие колеса насосов, перекачивающих загрязненные жидкости, имеют две-четыре лопатки (см. ряс. 2.48). Рабочее колесо этих насосов выполняют широким. Уменьшение числа лопаток и увеличение ширины колеса увеличивает площадь проходов между лопатками и препятствует закупориванию каналов.

Рабочие колеса выполняют с односторонним (см. рис. 2.1) илп двусторонним (см/ рис. 2.3) входом. Колесо двустороннего входа имеет два ведомых диска и один ведущий диск со ступицей. Эти колеса имеют два входа (жидкость входит в колесо с двух сторож) и один выход.

По подводу жидкость подается в рабочее колесо из подводящего трубопровода. Подвод должен обеспечить по возможности осесимметричный поток иа входе в колесо. Если осевая симметрия потока у входа в колесо отсутствует, то треугольники скоростей и, следовательно, углы р, наклона относительной скорости (см. рис. 2.9) различны для разных точек входного сечения потока, расположенных на одинаковом расстоянии от оси колеса. В этом случае при любой установке входного элемента лопатки на некоторых струйках получаются чрезмерно большие углы атаки (углом атаки называется угол между лопаткой и относительной скоростью на входе), приводящие к срыву потока с лопатки. Это вызывает дополнительные гидравлические потери и местное снижение давления, в результате которого уменьшается допустимая высота всасывания насоса.

Основными формами подвода являются следующие.

Прямоосный конфузор (см. рис. 2.1) применяют в том случае, если рабочее колесо закреплено консольно на конце вала насоса и вал не проходит через подвод. Сходящийся конус (конфузор) обладает способностью выравнивать поле скоростей. Гидравлическое сопротивление конфузоров весьма мало. Такпм образом, прямоосный конфузор удовлетворяет всем требованиям, предъявляемым к иод-водам.

Кольцевой подвод (рис. 2.46) предегавляет собой кольцевой канал постоянного сечения, расположенный но окружности входа в рабочее колесо. У ‘От каиал соединен с входным патрубком насоса, расположенным сбоку перпендикулярно к оси. Кольцевой подвод применяют в многоступенчатых насосах секционного типа (см. рис. 2.59) в качестве подвода первой ступени. Он не обеспечивает осевой симметрии потока у входа в рабочее колесо. Так, окружная составляющая скорости жидкости направлена с правой стороны по ходу часовой стпелки, с левой — против пее. Кроме того, за валом насоса прн его обтекаввв образуется вихревая зона. Нарушение осевой симметрии потока у входа в рабочее колесо несколько уменьшается прн увеличении площади сечення кольцевого канала и, следовательно, уменьшении скорости жидкости в подводе.

Спиральный подвод (рис. 2.47) представляет собой спиральный канал, расположенный по окружности входа в рабочее колесо.

В отлтгеие от кольцевого подвода осевые сечения спирального подвода не одинаковы, а постепенно увеличиваются ох иосшса А. Жидкость, протекая во подводу, получает окружную составляющую скорости (ри1^4 0). Это устраняет образование вихревой зоны за валом в уменьшает нарушение осевой симметрии потока у входа в рабочее колесо. Кроме того, наличие окружной составляющей скорости уменьшает относят ельную скорость жидкости ва входе W\, что снижает гидравлические потери в колесе в увеличивает допустимую высоту всасывания. Спиральный подвод находит в настоящее время широкое прииеиелве в насосах двустороннего всасывания (см. рис. 2.3) и многоступенчатых ваеоеах спирального (см. рис. 2.58) и секционного типов.

Рж. 2.46. Кольцевой i

>двад


ряв. 2.47. Спнразьщыв недвед


Назначением отвода является:

1)    собратьжидкость,выходящую по периферии рабочего колеса, и подвеети ее к напорному патрубку насоса или рабочему колесу следующей ступепи;

2)    уменьшить екорсеть жидкости, вытекающей из рабочего колеса, преобразовав при этом кинетическую энергию в потенциальную энергию давления с возможно меныпими гидравлическими потерями;

3)    раскрутить жидкость, закрученную рабочим колесом.

Основными формами отвода являются Следующие.

Спиральный отвод (см. рис. 2.1) представляет собой канал, расположенный по окружности выхода вз рабочего колеса, пз которого жидкость уходит в напорный патрубок 4 в направлении, лежащем в плоскости, перпендикулярной к оси пасоса. Осевые сечения этого канала увеличиваются, начиная от языка 5, соответственно изменению расхода жидкости, протекающей через сечение отвода. Спиральный канал переходит в прямоосньш диффузор. Уменьшение скорости происходит главным образом в прямоосном диффузоре, а не в спяральдой части отвода. Спиральный отвод применяют в одноступенчатых насосах одностороннего (си. рис. 2.1) и двустороннего (см. рис. 2.3) входа и многоступенчатых насосах спирального типа (см. рис. 2.58).

Кольцевой отвод (рис. 2.48) представляет собой канал постоянного сеченля, расположенный вокруг рабочего колеса. К каналу примыкает панорный патрубок насоса. Кольцевой отвод применяют в насосах, перекачивающих загрязненные жидкости, в которых спиральные отводы неприменимы, так как начальные участим спирального канала, имеющие малые сечения. непроходимы для крупных твердых частиц. Прн постоянном сечении кольцевого канала средние скорости жидкости в разных его сечениях неодинаковы, так как расходы жидкости, протекающей через разные сечения отвода, различны (увеличиваются от языка отвода). По- Рис, 2.48. Насос для загрязненных этому избежать дополпитель- жидкостей пых потерь на входе в отвод,


возникающих из-за слияния потоков жидкости с разными скоростями, текущей по отводу и выходящей из рабочего колеса, нельзя.

Направляющий аппарат является совокупностью нескольких спиральных каналов, расположенных вокруг рабочего колеса, по которым жидкость _:.ремещается к рабочему колесу следующей ступени или выпускаотся вдоль оси пасоса.

На рис 2.49 пзобра?кеп направляющий аппарат с безл^раточным кольцевым пространством. Жидкость, выходящая из рабочего колеса, поступает в спиральную часть FG направляющего аппарата. Так же как и в спиральном отводе, радиальные сечения спиральной части направляющего аппарата постепенно увеличиваются соответственно увеличению расхода жидкости. Спиральный участок переходит в диффузор G.V. Здесь кинетическая энергия преобразуется в потенциальную энергию давления. Далее жидкость попадает в безлопаточное пространство BCD, где она изменяет направление движения от центра к периферии на движение от периферии к центру. Пройдя безлопаточное пространство, жидкость поступает в обратные каналы DE, которые подводят ее к рабочему колесу следующей ступени. В обратных каналах происходит дальнейшее преобразование кинетической анергии в потенциальную. Последний участок обратных каналов имеет направление, близкое к радиальному, поэтому яшдкость выходит из обратных каналов с малой окружной составляющей скорости.

Направляющие аппараты с безлопаточньтм кольцевым пространством применяют в многоступенчатых насосах секционного типа. В этих же нлсосах используют направляющие аппараты с непрерывными каналами (рис. 2.50). Жидкость, выходящая из рабочего

Рас. 2.49. Направляющий аппарат с безлопаточным кольцевым пространством

колеса, проходит через спиральную часть ВС и диффузор CD. Диффузор выполняют обычно прямолинейным. Конечный участок диффу-аора иагиб&ют к оратру. Наявцай оч wtcmslr G—G, кааад отаяовя* ется от плоскости, перпендикулярной к оси пасоса, и уходит в осевом

А-А(в»д «о нопраб/тяшии аппарат)

Рис. 2.50. Направляющий аппарат с непрерывными каналами

направлепии, соединяя диффузор с обратными каналами, по которым жидкость с малой окружной составляющей скорости подводится к рабочему колесу следующей ступени. Направляющие аппараты с непрерывными капала.ми имеют мепьшие гидравлические потери, чем направляющие аппараты с безлопаточпым кольцевым пространством, и благодаря атому постепенно вытесняют последние.

В насосах с иолуосевым и осевым колесом применяют направляющий аппарат, в котором каналы образованы лопатками двойной кривизны (см. рис. 2.19, поз. 3).

2.22. Уплотнения рабочего колеса и вала. Осевая сила на роторе насоса

Рапее было отмечено (см. п. 2.3), что для уменьшения утечек жидкости из отвода в нодвод у входа в рабочее колесо выполняют уплотнение в виде малого зазора 1 между рабочим колесом и корпусом (см. рпс. 2.6). Стенки этого зазора изнашиваются довольно быстро из-за большой скорости жидкости в нем, способствующей химическому и эрозионному разрушению материала. Особенно бистро они изна-шпваются при наличии в жидкости абразивных частиц. Для того чтобы при износе уплотняющего зазора пе пришлось менять рабочее колесо или корпус пасоса, па них часто закрепляют сменные уплотнительные кольца, образующие уплотняющий зазор (см. рис 2.3, колг.ца 3 и 0).

Межступелпыо уплотнения (см. рис. 2.30), уменьшающие утечки через зазоры между валом и диафрагмами, также выполняют обычно в виде щелей 7, образованных сменными уплотнительными кольцами.

В .мостах выхода вала из корпуса насоса чаще всего устанавливают сальники (рпс. 2.51). Уплотнение обеспечивается набивкой 1, которая сжимается крышкой 2 путем затягивания гаек шпилек 3. Набивку изготовляют чаще всего из специального хлопчатобумажного или, при высокой температуре перекачиваемой жидкости, асбестового шнура квадратного сечения я перед установкой пропитывают смазкой из графита и техпического жира. Шнур укладывают отдельными кольцами. Его нельзя наматывать на вал одним пуском, так как при атом трудно получить равномерное по окружности поджатие набавки. Теило, выделяющееся при трении вала о набивКХ* в основной отводится жидкостью, просачивающейся через салышк, поэтому >течка жидкости через сальпик необходима. При работе материал лабиакг изнашивается, перестает плотно прилегать к валу и утечка жидкости увеличивается. Поэтому гайки сальника надо периодически подтягивать. Если повторное натяжение крышки сальника не дает уплотнения или приводит к чрезмерному нагреву сальника, то набивку необходимо сменить. Набивка работает до см^ны 200—4000 ч в зависимости от степени загрязнения жидкости и материала набивки.

Сальники на всасывающей стороне насоса не должны допускать 8асасываиия воздуха внутрь пасоса. Даже небольшая протечка воздуха сильно сниясает напор, подачу и КПД насоса. Кроме того, воздух, протекающий через салышк, не отводит тепло, Сальник греется и набивка может сгореть, поэтому иа всасывающей стороне сальники делают с гидравлическим затвором, который состоит из кольца 4 двутаврового сечения, помещенного между кольцами набивки. К этому кольцу по трубке 5 подводится жидкость под давле-иием. Через жидкостное кольцо гидравлического аатвора воздух ire может прорваться внутрь насоса. Жидкость из кольца 4 вытекает наружу и внутрь насоса, отводя ири этом тепло от набввки салмшка. Для защиты вала от истирашш в сальниках и коррозии иа него надевают защитные втулки в.

Вместо сальниковых уплотнений часто применяют торцовые (рис. 2.52). В крышку уплотнения запрессовывают неподвижное кольцо 1 пары трения, к которому пружиной 3 и давлением жидкости прижимается вращающееся кольцо 2. Уплотняющее резиновое кольцо 4 препятствует протеканию жидкости между валом и кольцом 2.

вве с резшнмиш уплотняю* щим кольцом


Выбор материала трущейся пары (колец 1 и 2) зависит от агрессивности перекачиваемой жидности. Для малоагрессивпых жидкостей (воды, водных растворов малой концентрации и маловязких нефтепродуктов) кольцо 1 иаготовляют из графита, пропитанного феыоло-формальдегидной смолой, евняцоы или другим наполнителем, а кольцо 2 — нз хромистой стали 9X18. Торцовые уплотнения значительно долговечнее сальпиковых, не требуют обслуживания (подтяжки), работают практически с нулевой утечкой. Однако торцовые уплотнения сложнее и дороже сальниковых.

На рабочее колесо центробежного насоса действует осевая сила, направлеппая в сторону входа. Она возникает главным образом вз-за неодинаковости сил давления, действующих справа и слева на рабочее колесо (рис. 2.53). Давлепне р\ на выходе из рабочего колеса больше давления рх на входе в него. Увлекаемая рабочим колесом жидкость в пространстве между рабочим колесом и корпусом насоса (в пазухах насоса) вращается с угловой скоростью, равной приблизительно половине угловой скорости рабочего колеса. Вследствие вращения жидкости давление па наружные поверхности рабочего колеса изменяется вдоль радиуса ио параболическому аакону. В области qt Д3 до Д, давления справа и слева равны и урав-2 и довешиваются. В области от ЯудоЯв давление слева, равное давлению у входа в насос, значительно меньше, чей справа. Это ведет к возникновению осевой силы давления А, равной объему эпюры разности давлений па правую и левую наружные поверхности рабочего колоса.

Следует отметить, что увеличение утечек, получающееся при износе уплотнения рабочего колеса, приводит к изменению закона распределения давления в области от й* до йу с левой стороны колоса. Это может привести к увеличению осевой силы давления в 1,5—2 раза. Осевая сила обусловлена также изменением направления движения жидкости в рабочем колесо из осевого в радиальпое. Однако получающееся при этом усилие значительно лишь у насосов с большим коэффициентом быстроходности. У консольных насосов (см. рис. 2.57) осевая сила возникает также яз-за того, что на наружный конец вала действует атмосферное давление, а на внутренний — давление, отличное от атмосферного. По этой же причине возникает дополнительное усилие у насосов с проходным валом, если его диаметр в обоих концевых уплотнениях различен. Приближенно осевая сила на роторе пасоса А = jt (flj — Я|) Hpg,    (2.74)


Рие. 2.53. К определению осевой силы на рабочем колесе:

1 — эгаора дарлевия на лепую поверхность иолгеа} t — эпюра давления на правую поверхность колеса i I — эпюра разности давлеши


где II — напор насоса.

Разгрузка ротора насоса от осевого усилия осуществляется следующими способами.

1.    Применением двусторонних колес (см. рис. 2.3), ^которых благодаря симметрии не возникает осевой силы, или симметричным расположением рабочих колес у многоступенчатых насосов (см. рис. 2.38). Этот способ разгрузки практически пе может обеспечить полного уравновешивания осевой силы, так как при неодинаковом выполнении или износе зазоров в уплотнениях рабочих колес, а также из-за наличия утечек в межступениых уплотнениях вала многоступенчатых насосов нарушается симметрия потока утечек и, следовательно, симметрия распределения давления на наружные со-верхности колес. Для фиксации ротора в осевом направлении а восприятия неуравновешенных осевых сил применяют радиальпо-упор-ные подшипники.

2.    Устройством второго уплотнения 5 на ведущем диско рабочего колеса и разгрузочных отверстий 3 у ступицы (си. рис. 2.57), благодаря чему почти полностью выравниваются давления, действующие с обеих сторон рабочего колеса в пространстве между уплотнением и валом. Уплотнение 5 устанавливают на том же радиусе, что и упяот-пение па переднем диске. Остаточное усилие воспринимается ради-альио-упорньгм или (в малых насосах) радиальным шарикоподшипником. Недостатком этого способа разгрузки осевой силы янляется снижение КПД насоса из-за увеличения утечек.

3. Устацоикой гидравлической ппты. Такой способ разгрузки применяется в многоступенчатых насосах секционного типа (см. рис. 2.50). Диск гидравлической пяты 1 (рис. 2.54) закрепляют па налу насоса с напорной стороны за послоднпм рабочим колесом 3. Жидкость из рабочего колеса 3 поступает через кольцевой зазор 2 в промежуточную камеру 7. Затем опа проходит через торцовый зазор 6 в разгрузочную камеру 5, соединенную трубкой 4 с подводом первой ступени насоса. Так как давление в промежуточной камере значительно больше, чем в разгрузочной, на диск гидравлической ннты действует сила, разгружающая осевую силу ротора.


Гидравлическая пята является саморегулирующимся устройством: зазор 6 за счет осевых смещений ротора автоматически устанавливается таким, что разность сил давления по обе стороны диска пяты равна силе на роторо насоса. Действительно, пусть осевая сила А ротора увеличится. При этом ротор насоса сместится влево, зазор 6 уменьшится, у!ечка жидкости через него станет меньше, перепад давления в зазоре 2, пропорциональный утечкам во второй степени, уменьшится, что приведет к возрастанию давления в промежуточной камере 7, и следовательно, к увеличению разгружающей силы. Прн этом последняя станет равна осевой силе. При разгрузке осевой силы с помощью гидравлической пяты упорные подшипники не требуются. Недостатком гидравлической пяты являются дополнительные утечки и трение диска о жидкость, уменьшающие КПД насоса.

2.23. Основы расчета лопастных насосов

Для геометрически подобных насосов, работающих в подобных ренишах, т. е. для насосов, имеющих одинаковый коэффициент быстроходности па, отношение <Л(а!.3) = д одинаково. Отсюда любой линейный размер насоса можно определить по уравпепню

Обозначив 1 /уд=к, получим

L=Ky"Q;n.    (2.75)

На основании статистической обработки данных по выполненным центробежным насосан получены следующий зависимости коэффициента К от пг.

1.    Для определения наружного диаметра D2 рабочего колеей

__

Д-а = 9,35(ла/100) 2; Di^K^/Q/n.

2,    Для нахождения ширины Ьг рабочею полоса на выходе

прн ns sg; 200 ЛГь = 0,8(гса/100)2;

при ns > 200 ЛГ,, =0,633 (пй/ЮО)5/0; b^Kh?Q!n.

(2.77)


3. При вычислении приведенною диаметра входд в рабочее колесо Д, для первой ступеии многоступенчатых и для одноступенчатых насосов принимают К0 = 4 : 4,5, для остальных ступеней многоступенчатых насосов целесообразно выбрать К„ — 3,5-4-4. Для колес с повышенными яавитациоппымп качествами К„ = 4,5-гб. Приведенный диаметр входа

Do-KoVW*'

Зная Dn, можпо определить диаметр Dr горловины рабочего колеса (см. рпс. 2.44)

(2.78)


Dr-VD’ + <Pm

где dex — диаметр втулкп рабочего колеса.

Вычисленный по уравнению (2.70) диаметр ?>а в дальнейшем уточняется таким образом, чтобы при принятом угле 0 получился нужный напор.

Оспогой расчета отвода насоса являются следующие соображения. Пусть ва нцлоде па рабочего колеса отвода нет- В этом случао на частицы жидкости по действуют иокакпе силы и момент количества двия>еипя частиц постоянен: L = mvR eosct=const.

Следовательпо, момент скорости

(2.79)


vuR s= coBSt = Уиз^а — Mt.

Выполним стопки спиральной части отлода по поверхности тока рассмот* ренного потока жидкости. При этом жидкость движется так жо, пак и при отсутствии отвода (трением о стопки отвода пренебрегаем), и слияние потокоо> выходящего из рабочего колеса и движущегося по отводу, происходит с одина-новыми моментами скорости. Следовательно, потери на входе в отвод отсутствуют-Оиределш расход жидкости через осевое сечение АА спиральною отвода, расположенное под углом <р к языку (рис. 2.55). Расход чере^элемецтар' нуги площадку ишрипой dr и длинои Ь dQq = vub dr.

Подставив скорость i>„ пз уравнения (2.79) и проинтегрировав в пределах от радиуса Л0 языка до наружного радиуса R сечения, получим

я

(2.80)

Расч.од жидкости через сечепие АА равен расходу жидкости, вытекающей пз рабочего колеса на угле ср. Следовательно,

п

R

(2.81)

Интеграл ^ {Ь/r} dr определяют графически. Обычпо по уравнешпо (2.81)

рассчитывают только концевое сечение спиральной части отвода. 1’асчот ведут

методом последовательного приближения. Задавшись размерами сечония, проверяют их по уравнению (2.81) и вносят соответствующие коррективы, Площади промежуточных сечспнй отг.ода принимают обычно пропорциональными углу Ф, отсчятавпому от языка,

Уравнение (2.81) справедливо также для спиральной части направляющего аппарата.

Вследствие стеснении входного сечения лопатками жидкость входит в направляющий аппарат на угле 360-^3, где •фа — коэффициент стеснения на входе (си. п. 2,5). Поэтому Qv = <г<?/(3(Ю д|;3). Так как у направляющего ашаарата Ь = const.

Сф—Ч»?/{Зв01|-а)—Д/46 1п (Д/Л0).    (2.82)

Широко применяется проектирование нового насоса путем пересчета по формулам подобия размеров существующего насоса, геометрически иодобного проектируемому. Порядок расчета насоса по этому методу следующий.


рального отвода    са    аересчетом    размеров    мо

дельного насоса

1.    По заданным подаче Qh, напору IIэ и частоте вращения ин определяют коэффициент быстро ход пости n3R.

2.    Иа существующих насосов, имеющих высокие техннио-экономические показатели, выбирают насос (модельный), имеющий пш (в области максимального КПД), близкий к пт натурного пасоса.

3.    На характеристике модельного насоса наносят кривую зависимости п, от Q (рис. 2.56).

4.    На характеристике модельного насоса находят режим, характеризуемый точкой А, при котором п4м равен nJn натурпото насоса, найденному по заданию. Этот режим рабош подобен расчетному режиму работы патурвого пасоса.

5.    Но формулам пересчета

= 1 (2,83) Ян ! »„Ln

Ж =    <2-84)

где <?ч и //,, — подача и напорм сдельного насоса при рсп.'име, характеризуемом точкой А, находят соотношение размеров натурного и модельного насосов. Обе формулы должны дать одинаковую величину L,i/Lbl. Это является проверкой сочности расчета.

2.24. Основные конструктивные разновидности лопастных насосов

На рпс. 2.57 изображен консольный насос, предназначенный для подачи чистой холодной воды и других малоагрессивных жидкостей. Одностороннее рабочее колесо 1 закреплено коисольно на конце вала. Подвод насоса — прямоосный ковфузор — выполнен в крышке 2. Отвод — спиральный. Разгрузка рабочего колеса от осевого усилия осуществляется при помощи разгрузочных окон 3 и второго уплотнения, образованного кольцом 5 и выступом на рабочем колесе. При этом давление перед сальником понижается до давления всасывания. Чтобы воздух не мог просачиваться в насос, сальниковое

Рве. 2.07. Коасольный насос

уплотнение снабжено кольцом гидравлического затвора 6. Жидкость подводится к нему по отверстию 7 из правой пазухи насоса. Ийогда рабочее колесо у консольных пасосов выполняется неразгруженным. При этом осевое усилив воспринимается шарикоподшипниками и установки в уплотнении вала кольца гидравлического затвора яе требуется. В корпусе и крышке установлены смеииые уплотняющие кольца 5 и 4, предохраняющие корпус и крышку от износа током утечек. Корпус насоса крепится к опорной стойке. Радиальное и оставшееся неуравновешенным осевое усилия, действующие на ротор насоса, воспринимаются шарикоподшипниками. Подшипники смазываются жидким маслом.

На рис. 2.3 изображен одноступенчатый насос двустороннего входа. Двустороннее рабочее колесо 4 благодаря симметрии разгружено от осевого усилия. Подвод и отвод насоса спиральные. Разъем корпуса насоса продольный (горизонтальный), причем напорный и подводящий трубопроводы подключены к нижней части 5 корпуса. Это обеспечивает возможность осмотра, ремонта и замены отделыгых деталей и всего ротора без демонтажа трубопроводов и отсоединения электродвигателя. Уплотняющий зазор рабочего колеса выполнен между сменными уплотняющими кольцами 6 и 5, закрепленными в корпусе насоса и на рабочем колесе. Уплотнение .чабирннтиоо двухщслсиое. Вал насоса защищен от износа сменными втулками, закрепленпыми на валу ыа резьбе. Эти же втулки крепят рабочее колесо в осевом направлении. Сальники, уплошягощне подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора 2. Жидкость подводится к ним под давленном из отвода насоса по трубкам. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Смазка подшипников кольцевая. В нижней части корпусов иодшиппиков имеются камеры, через которые протекает охлаждающая вода.

Для фиксации вали в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе правого и левого уплотнений рабочего колеса, в корпусе левого подшипника имеются радиально-упорные шарикоподтишш-ки 1. Наружные кольца этих подшипников необходимо устанавливать с большими радиальными зазорами. В противном случае малые зазоры подшипников качения обеспечили бы концентричное положение вала относительно расточки вкладыша подшипника скольжения, оря котором масляного клина не образуется и подшипник скольжения не сможет воспринимать никакого радиального усилия. Следовательно, при этом вся нагрузка, как радиальная, так и осевая, воспринималась бы только подшипником качения. В настоящее время подшипники скольжепия применяют только на крупных насосах двустороннего входа. Нз малых и средних насосах устанавливают подшипники качения, которые воспринимают не только радиальные, но и осевые усилия. Насосы двусторонвего входа имеют большую высоту всасывания, чем пасосы одностороннего входа при тех же подаче и частоте вращеюш.

У многоступенчатых насосов спирального типа отводы а подводы всех ступеней спиральные. На рис. 2.58 изображен двухступенчатый спиральный пасос. Жидкость поступает нз первой ступени во вторую по виучреннему переводному каналу 1- Разъем корпуса продольный, причем напорный и подводящий трубопроводы присоединены к нижней части 4 корпуса, что облегчает осмотр и ремонт насоса. Симметричное расположенно колес разгружает ротор от осевого усилия. Уплотняющие зазоры рабочих колес выполнены между сменными уплотняющими кольцами, которые защищают корпус и рабочие колеса от износа. Вал, защищенный от износа из-за трения о набивку солъпнка сменными втулками, опирается на два нодшипника скольжения. Смазка подшппнпков кольцевая. Ротор в осевом направлении фиксируется радиально-упорными шарикоподшипниками 3, расположенными в правом подшипнике. Сальник, установленный со стороны входа (слева), имеет кольцо гидравлического затвора 2, к которому жидкость подводится из отвода периои ступени по трубке. Сальник, расположенный справа, уплотняет подвод второй ступени. Жидкость подается в него под напором, создаваемым первой ступенью, поэтому гидравлического затиора не требуется.

У многоступенчатых насосов секционного типа отводами всех ступеней являются направляющие аппараты. Разъем корпуса по-

Рис. 2.58. Двухступенчатый спиральный насое


перечный относительно вала. На рис. 2.59 изображен пятиступенчатый насос этого типа. Он состоит из входной секции 1, четырех промежуточных секций 3 и напорной секции 4. Секции стянуты болтами 2. Подвод первой ступени кольцевой. Осевое усилие воспринимается гидравлической пятой 6. Жидкость, прошедшая через зазор пяты, отводится по трубке 5 во входную секцию насоса. Сальник этой секции имеет гидравлический затвор 8, жидкость к которому подводится из пазухи первой ступени по сверлению, выполненному в ребре входной секции. Вел размещен в подшипниках скольжения. Смазка подшипников кольцевая.

Насосы секционного типа имеют по сравнению со елнральвыми следующие недостатки.

1.    Сборка ц разборка значительно сложнее и, следовательно, сложнее ремонт насоса.

2.    Разгрузка ротора от осевых усилий осуществляется гидравлической пятой или разгрузочными окнами. Эти устройства дают дополнительные утечки, поэтому объемный КПД секционных насосов ниже, чем спиральных.

Преимущества секционных насосов по сравнению со спиральными следующие:

1.    Значительно меньшие габаритные размеры.

2.    Более простое литье корпуса насоса.

3.    Более высокий гидравлический КПД, так как каналы отвода обработаны.

4.    Большая степень унификации узлов у насосов с разным числом ступеней. Изменение числа ступеней у насоса спирального типа ведет к полному изменению конструкции насоса. У секционных насосов для этого достаточно изменить лишь длипы вала и стягивающих болтов.

На рис. 2.60 изображен осевой насос с жеешкозакрепленными лопастями рабочего колеса. К втулке 1 жестко крепят лопасти 2. Обтекатель 11 обеспечивает плавный подвод жидкости к лопастям. Отводом насоса является осевой направляющий аппарат 9^К отводу крепят колено 8 с напорным патрубком. Опорами вала являются подшипники скольжения 10 и 7 с водяпой смазкой. Вкладыши подшипников древпластиковые (лигпофолеше). Они быстро изнашиваются при паличии в смазывающей воде абразивных частиц, поэтому подшипники насоса смазываются отфильтрованной водой, подводи-мой по трубке 4 в каперу над верхним подшипником. Камера уплотнена сальником 6. Пройдя через зазор между вкладышем и валом и между валом а трубой S, вода поступает к нижнему подшипнику 10, после которого сливается с основным потоком. Для защиты от истирания лигнофолем вал защищен сменными втулками, Вместо лиг-нофолевых вкладышей часто применяют резиновые, менее чувствительные к наличию в воде абразивных частиц. Вал насоса соединяется с валом электродвигателя жесткой муфтой 5. Осевое усилие и вес ротора воспринимаются пятой электродвигателя.

Для регулирования подачи осевых насосов применяют поворот лопастей рабочего колеса, осуществляемый обычно с помощью гвдро-

Рос. 2.60. Осевой насос с ассеткозакреолеппшш лопастная

механизма (рис. 2.61). Цапфы 4 лопастей 1 поворачинаются в подшипниках скольжения 3 а 2, установленных во втулке рабочего колеса. На цапфах закреплены рычаги 5, связанные тягами 6 с крестовиной 7. При перемещении крестовины виерх или вниз лопасти рабочего колеса поворачиваются. Крестовина перемещается при домощи сервомотора, т. е. цилиндра с поршнем 8, шток 9 которого соединен с крестовиной. Поршень сервомотора и, следовательно, лопасти рабочего колеса перемещаются прн подаче масла под давлением в верхнюю или нижнюю полостп цилиндра сервомотора. Масло, подводимое к сервомотору, нагнетается специальным масляным насосом. Переключение подачи масла в ту или иную полость сервомотора производят золотником или изменением направления вращения реверсивного масляного насоса. Сервомотор обычно помещают в расширенных фланцах, соединяющих вал насоса с валом мотора, или, в крупных насосах, по птулкс рабочего колеса.

Г па В а 15. ВИХРЕВЫЕ И СТРУЙНЫЕ НАСОСЫ

Рис. 2.61. Схема механизма попо-


2.25. Устройство вихревых насосов

Рабочим органом вихревого насоса является рабочее колесо 1 с радиальными пли наклонными лопатками (рис. 2.62), помещенное в цилиндрический корпус с малыми торцовыми зазорами. В боковых и периферийной стенках корпуса имеется концентричный канал 2, начинающийся у входного отверстия и заканчивающийся у напорного. Канал прерывается перечьгчкой 4, служащей уплотнением между напорной и входной полостями. Жидкость поступает через входной патрубок 5 в канал, перемещается по нему рабочим колесом и уходит в напорный патрубок 3.


Напор вихревого насоса в 3—9 раз больше, чем центробежного, при тех же размерах и частоте вращения. Большинство вихревых насосов имеют самовсасывающую способность, т. е. способность при пуске засосать жидкость без предварительного заполнения подводящего трубопровода. Многие вихревые насосы могут работать на смеси жидкости и газа. Недостатком вихревого насоса является низкий КПД, не превышающий 45%. Наиболее распространенные конструкции имеют КПД 35—38%. Нпзкий КПД препятствует применению вихревого насоса при больших мощностях. Вихревые насосы изготовляют па подачу до 12 л/с. Напор вихревых насоеои достигает 250 м, мощность доходит до 25 кВт, коэффициент быстроходности ns ~ 4-т-40. Частота вращения вихревого насоса, таи же как и лопастного, ограничена только кавитационными явлениями. Следовательно, пасос может быть непосредственно соединен с электродвигателем. Вихревые насосы пе пригодны для перекачивания жидкостей с большой вязкостью, вследствие tos'o, что при увеличении

Рис. 2.G3. Схема открыто-вихревого пасоса

вязкости напор и КПД резко падают. Вихревые насосы рекомендуется применять при

Re = Ям/v > 20 ООО,

(2.85)


гдо R — радиус центра тяжести сечения капала; и — окружная скорость рабочего колеса на радиусе R.

Эти насосы непригодны также для подачи жидкостей, содержащих абразивные частицы, так как из-за износа быстро увеличиваются торцовые и радяальпые зазоры, что приводит к падению напора и КПД.

Вихревые насосы получили в настоящее время широкое распространение. Их применяют, когда требуется получить большой папор при малой подаче. Особенно перспективно их использование при перекачивании смеси жидкости и газа. В частности, их применяют для подачи легколетучих жидкостей (бензин, спирт и др.), жидкостей, насыщенных газами, сжиженных газов, кислот, щелочей и других химических агрессивыых реагентов.

Насосы бывают закрыто- и открыто-вихревые. Насос, изображенный на рис. 2.62, закрыто-вихревой. Жидкость поступает из подводящего патрубка 5 непосредственно в канал 2. В открыто-вихревых насосах {рис. 2.63) жадность из подводящего патрубка 1 поступает в подвод 2, из которого через входное окно 3 подается к лопаткам рабочего колеса 4 и, только пройдя через него, поступает в канал 5. Далее жидкость церемещается по каналу рабочим колесом а через напорное отверстие 8 уходит в отвод 6 и напорный патрубок 7. Насос, изображенный на рис. 2.63, имеет открытый канал, который закапчивается напорным отверстием 8, расположенным на том же радиусе, что и канал.

2.26. Рабочий процесс вихревых насосов

Рабочее колесо вихревого пасоса работает аналогично рабочему колесу центробежного пасоса, засасывая жидкость из внутренней части канала и нагнетая во внешнюю. В результате возникает продольный вихрь (рис. 2.64). Проходя через рабочее колесо, жидкость приобретает окружную составляющую скорости, большую скорости жидкости в канале. При смешении жидкостей, текущей по капалу и выходящей из рабочего колеса, жидкость в канале получает импульс в направлении движения колеса, который приводит к возрастанию давления вдоль канала. Перемешивание частиц жидкости, движущихся в канале с разными скоростями, приводит к интенсивному вихреобразовааию и, следовательно, к значительным потерям энергии. Часть напора, сообщаемого яшдкости в рабочем колесе, расходуется на преодоление гидравлического сопротивления колеса и меридиональной составляющей сил трения на стенке канала. Все эти гидравлические потери оцениваются КПД ^рп вихревого рабочего процесса. Последний сопровождается также объемными потерями из-за радиальных утечек через торцовые зазоры между рабочим колесом и корпусом насоса. Эти потери оцениваются объемным КПД г[ак канала.

Можно показать, что коэффициент, характеризующий суммарные гидравлические потери вихревого рабочего процесса, объемные потери в уплотнении канала и в уплотнениях перемычки

Пр.ч%.к% = <?/(*’“),    С2-86)

где F — площадь сечепия канала.

На рис. 2.65 изображены зависимости ilp.n^o.itTo от Q. Произведение %.d1}o.r1}o = 1 при Q — Fu. Ниже будет показано, что при подаче близкой к Fu напор насоса и, следовательно, его полезная мощность равны нулю, затраченная же мощность нулю не равна. При этом КПД насоса равен пулю. Оптимальный режим вихревого пасоса получается при Q «0,5Fu. При этом ^р.п^о.иЛо ~0,5 и максимальный полный КПД насоса цгаЕ, 0,5.

Таким образом, рабочий процесс вихревого пасоса сопровождается неизбежными большими потерями энергии. Большая величина этих потерь обусловливает низкий КПД вихревого насоса.

Пусть расход жидкости в канале Q = Fu. При этом окружная скорость рабочего колеса равна окружной скорости жидкости в ка-пале. Жидкость в колесе и канале вращается как одно целое. Сили, вызывающие продольный вихрь, отсутствуют. Следовательно, при этом никакой передачи энергии жидкости не происходит. Из-за гидравлических потерь напор насоса становится отрицательным, оп равен пулю при подаче

<?max=a    (2.87)

Опыты показывают, что аШях = 0,7-5-1. Чем меньше подача, тем больше разница окружных скоростей жидкости в колесе и канале, тем больше силы, вызывающие продольный вихрь, и тем больше капор. Т&гшм образом, при уменьшена» подачи цапор возрастает (рис. 2.60).

l’uc. 2.64. Продоль- Рис. 2.65. Зависимость Рис. 2.66. Характеристика вый вихрь    т)1] |) кг|р п и tj от Q    вихревого насоса

Из рассмотренного следует, что рабочие процессы вихревых и лопастных насосов различны, одиако вихревые насосы имеют много общего с лопастными (простота и сходство конструкции, высокие частоты вращения, сходность характеристики и др.).

Характеристику вихревого насоса можно пересчитать на другую частоту вращения и другие размеры по формулам пересчета, полученным в п. 2.9. Это позволяет применить при проектировании новых вихревых насосов пересчет уже имеющихся насосов (см. и. 2.23).

2.27. Кавитация в вихревых насосах

Условия входа жидкости на лопатки колеса открыто-вихревого и лопастного насосов мало отличаются, поэтому теория кавитации лопастных насосов применима и для открыто-вихревых насосов. В частности, для них справедливы уравнения (2.71) и (2.72).

Критическое число кавитации для вихревого пасоса Якр = 0,4-ь0,75 в зависимости от формы лопаток. Для центробежных насосов Якр = 0Д5-*-0,4. Следовательно, кавитационные качества вихревых насосов ниже,чем центробежных. Это объясняется в основном тем, что у вихревых пасосов велики углы атаки оа входе в колосо и входная кромка лопаток плохо обтекаема.

В закрыто-вихревых насосах жидкость подводигся непосредственно в канал. Следоватслыю, на рабочее колесо она поступает па большом радиусе, при больших окружных и относительных скоростях, поэтому кавитационные качества таких насосов очень низкие. Движение во входном участке канала вакрыто-вихревого насоса сложное, так как на движение жидкости из входного патрубка в канал накладывается продольный вихрь, и до настоящего времени не разработана методика аналитического расчета критического кавитационного запаса. Для улучшения кавитационных качеств закрыю-впх-ревого насоса перед рабочим колесом подключают центробежпую ступепь. Такой насос называется центробежно-вихревым.

2.28.


Работа вихревых насосов в режиме самовсасывания

Большинство вихревых насосов обладает самовсасывающей способностью. Для самовсасывания насос должен быть заполнен перед пуском небольшим количеством жидкости. Достаточно того количества жидкости, какое остается в насосе после предыдущего пуска.

На рис. 2.67 изображена схема открыто-вихревого пасоса с глухими каналами. Напорное отверстие b расположено на мен [.тем радиусе, чем кацал. Последний не соединен непосредственно с напорным отверстием, и жидкость переходит из капала в напорное отверстие через ячей-ку рабочего колеса. При работе на режиме самовсасыванпя жид-кость в начале капала под действием центробежных сил ухо* дит из ячеек колеса в каыал.


На освободившееся в ячейках колеса место пз входного окна а засасывается газ, заполняющий подводящий трубопровод, coca с глухими каналана При дальнейшем движении

ячейки давление в ней повышается и газ сжимается. В коннл канала жидкость выходит из него в ячейки колеса и вытесняет газ и напорное отверстие. Отсасывание газа из подводящего трубопровода приводит к образованию в нем вакуума, под действием которого жидкость подпимается из приемного резервуара и поступает в пасос.

Открыго-вихрсвой насос с глухими каналами может также работать па смеси жидкости и газа. При этом газ под действием центробежных сил отделяется от жидкости и скапливается в центральной части ячеек колеса. При его вращении газ переносится к напорному отверстию и вытесняется из него жидкостью, выходящей из капала.

Недостатком открыто-вихревых насосов с глухим каналом является низкий КПД (20—28%). Более высокий К11Д (30—АЬ%) имеют открыто-вихревые насосы с открытым каналом (см. рис. 2.63), самовсасывающая способность которых часто обеспечивается подключением маленькой самовсасывающей ступени с глухими каналами. Эта ступень отсасывает газ (или жидкость) из центральной части ячеек рабочего колеса главной ступени и подает ее в тот же отвод, что и основная ступень. Такой насос может также работать па смеси жидкости и газа.

вихревого пасоса

В закрыто-вихревых насосах самовсасывапие обеспечивается установкой на выходе из канала напорного колпака 1 с воздухо-отводом 2 (рис. 2.68). В канале насоса благодаря интенсивному перемешиванию образуется газожидкостная эмульсия. Проходя через воздухоотвод, эмульсия закручивается, газ под действием центробежных сил отделяется от жидкости, скапливается в цеятре воздухо-отвода и отводится по двум трубкам в напорный трубопровод. Жидкость через отверстия между воздухоотводом и напорным окном снова поступает в канал, смешивается с газом и т.‘д. Закрыто-вихревой насос иа смеси жидкости и газа не работает даже при наличии напорного сепарирующего колпака.

2.29. Струйные насосы

Б струйных насосах (рис. 2.69, а), называемых также инжекторами, эжекторами, гидроэлеваторами, поток полезной подачи Qq перемещается и получает энергию благодаря смешению с рабочим потоком Qi, обладающим большей энергией. Полная подача на выходе из насоса

(2.88)


?>3 = <?1 + <?0-

2.69. Струйный насос:

Энергия этого потока больше энергии потока полезной подачи (?о, но меньше энергии рабочего потока Qi перед входом в насос.

Струйный насос состоит из рабочего сопла 3 с подводом 2 рабочего потока, камеры 5 смешения, диффузора 6 и подвода 1 потока полезной подачи с входным кольцевым соплом 4 камеры смешения.

Геяшм работы струйного насоса характеризуем четыро приведенных ниже и показанных на рис. 2.69, а параметра {их выражения даны для наиболее простого и распространенного случая, когда плотности смешиваемых потоков одинаковы, т. е. р! = р0):

1)    рабочий напор, затрачиваемый в насосе и равный разности накоров рабочего потока на входе в насос (сечение ЪЬ) и на выходе из него (сечение сс),

Яр=—    (2.89)

Р р* 1 2? pg 2g ’    v I

2)    полезный, напор, создаваемый пасосом и равный разности па-поров додаваемой жидкости за насосом (сечение с — с) и перед ним (сечепие аа),

(2.90)

(2.91)

(2.92)


И° = 1Я+2;-Ц-ъ’

3)    расход рабочей жидкости

Q} =    —    i>,    (л/4)    d\;

4)    полезная подача <?„ = у,Л = va (п/4) (df, — d\).

КПД струйного насоса равен отношению полезной мощности к затрачеппой:

т, = ад0/(Яр ft).    (2.93)

Его максимальное значение невелико и составляет т)тях — 0,2-5-0,35. Несмотря на это струйные насоси распространены широко, так как, благодаря простому устройству, малым габаритным размерам, отсутствий» подвижных частей опм надежны, легко размещаются в труднодоступных местах, способны подавать агрессивные и загрязненные жидкости и выполнять функции смесителей. Типичные схемы установок со струйными насосами показаны на рис. 2.70 и 2.71. Схема на рис. 2.70 представляет смесительную систему или систему откачки жидкости из труднодоступного источника А. Па рис. 2.71 изображена струйная бустерная система, т. е. установка с лопастным или об’ьемныи насосом, перед входом в который струйный насос создает подпор IICj„ необходимый для обеспечения бескавитоцнопной работы основного насоса. Для этого часть подачи основного насоса отводится к рабочему соплу струйного пасоса.

Невысокое значение КПД струпных пасосов обусловлено значительными потерями энергии, сопровождающими рабочий процесс. Их можно разделить на два вида.

1.    Потери в камере смешения, состоящие, во-первых, из энергии, рассеиваемой яри взхреоброзованив, сопровождающем передачу анергии от рабочего потока к подаваемому, и, во-вторых, из потерь на трение жидкости о степки камеры,

2.    Потери в элементах насоса, подводящих и отводящих жидкость. К ним относятся (см. рис. 2.69, а):

Рис. 2.71. Схема бустер-вой установки со струйным насосом


Рис. 2.70. Схема установки для подачи жидкости струйный пасосои


а)    потери ha в диффузоре, обеспечивающем повышение давлепия от р2 до рс путем преобразования большого скоростного напора v\j{2g) на выходе из камеры до значения i4/2g, приемлемого для движения жидкости по трубам за насосом;

б)    потери в рабочем сопле

(2.94)

в) потери во входном сопле

(2.95)


Лм = ?вхИ!/(2?),

где ?вх — коэффициент сопротивления кольцевого подвода 4.

В этой группе наибольшее значение имеет потеря ha в Диффузоре 6.

Характеристика струйного насоса (рис. 2.72, а) описывает его работу на переменных режимах. Ее получают обычно при условии Нп Hp — const, близком к типичному случаю эксплуатации насосов (см. рис. 2.70), когда пьезометрические уровни источников В рабочей и А подаваемой жидкости приблизительно постоянны. Характеристика состоит из зависимостей полезного напора НП = = /(Q2), представляющей падающую кривую, КПД -t] = /(Qa), имеющей ярко выражепный максимум в зоне, где сумма потерь смешения и потерь в диффузоре минимальна; рабочего расхода /(&)» представляющей слабо возрастающую кривую.

Соответственно условию ffn + Hv = const каждый насос может иметь множество характеристик (см. рис. 2.72, а).

Более удобно характеристику струйного аасоса представлять в относительной безразмерной: форме, как совокупность зависимостей (см. рис. 2.72, б) h = f (q), t\ = f (q) и цр.с = / (q)i относительный папор

h = Hnl(IIB + Hpy,    (2.96)

относительный расход

5 = ?»/<?„•    (2.97)

коэффициент расхода рабочего сопла

Цм = 0/G?i УЩн7+Щ).    (2.98)

Выражение для КПД,    получаемое путем преобразования зави-

симости (2.93) с применением выражений (2.96) и (2.97), имеет вид

4 = qh/(i— h).

(2.99)


Размеры проточной частив относительной форме характеризуются относительной площадью

(2.100)

которая представляет отношение площади входа в камеру смешения к площади рабочего сопла. Величина К определяет также отношение диаметра do входа в камеру смешения к диаметру di рабочего сопла.

Рис. 2.72. Характеристика струйного насоса:

Все множество размерных характеристик, подученпых при разных значениях На + Нр = const для всех струйных насосов с постоянным значением относительной площади К = const, может быть сведено к одной безразмерной характеристике. Для этого должны быть выполнены следующие условия;

1)    кроме равенства величины К соблюдепо геометрическое подобие для всех элементов проточной части;

2)    значения относительной шероховатости стонок проточной части должны быть приблизительно одинаковыми;

3)    па кинематически подобных режимах работы, характеризуемых условием q — const, соблюдено также подобие по числа» Рейнольдса Re const.

При выполпепни этих условий подобия постоянным зпачепиям относительных расходов q — const будут соответствовать постоянные впачения относительных папоров h = const и безразмерные характеристики подобных насосов с К — const будут одинаковы.

Удобной формой записи числа Re для струйных насосов является

Re = rflK2g'(tfn + tfe)/v-    (2.101)

Подобие по числу Рейнольдса нужно соблюдать при Re < 106. В зоне Re rs Ю9 автомодельности влияние Re на форму характеристики прекращается н она зависит только от относительных раз-мерой проточной части, выражаемых значением К.

Так, безразмерная характеристика па рис. 2.72, б выражает свойства пасосов с К = 2 в зоне автомодельности и включает в себя обе характеристики, изображенные на рис. 2.72,а.

С изменением величины К форма безразмерной характеристики должна изменяться. Это можно видеть из рассмотрения рабочего процесса в камере смешения (рис. 2.69,5). При истечении рабочей жидкости со скоростью vx из сопла в затопленное пространство сразу за передним срезом сопла на поверхности струи возникает область смешения. Быстрые частицы из струн пропинают в окружающий ее медленный поток невозмущенной жидкости, подсасываемой через кольцевой проход в камеру со скоростью и0, и сообщают ей анергию. Энергия вторгшихся частиц уменьшается. Этот процесс, основанный на интенсивном вихреобразоваыии, происходит в непрерывно утолщающемся по длине турбулентном пограни'фом слое, называемом струйным пограничным слоем. Расход жидкости в нем с удалением от сопла непрерывно увеличивается за счет вовлечения нового количества жидкости, а поле скоростей по сечению струи стремится к выравниванию.

Внутренняя, ве участвовавшая еще в смешен™ область рабочей струн, ее ядро, и внешняя область невозмущенной подсасываемой жидкости непрерывно утоняются. На расстоянии L в рабочей струе пе остается частиц, обладающих начальным запасом энергии, а в сечении 1'Г, где пограничный слой достигает стенки камеры, заканчивается вовлечение новых частиц из внешнего невоэмущепного потока. Участок 11‘ назовем участком вовлечения. Далее на участке Г—2 стабилизации в струе происходит только выравнивание распределения скоростей -И соответственно выравнивание энергий вследствие смешения частиц из внутренней области струи, где их энергия выше, с периферийными слоями. При этом скорости в струе приближаются к среднему значению ц2 = Q^S%.

Чаще всего в струйных насосах применяют цилипдрические камеры смещения (dg — d2). Они просты в изготовлении и позволяют получать относительно хороший КПД. В таких камерах, как показано ка рис. 2.69, а, энергия перекачиваемого потока увеличивается по длине камеры за счет прироста кинетической энергии и давления. Однако доля кинетической энергии на выходе из камеры ещо недопустимо велика и ее дальнейшее преобразование в давление производится, как указилалось, в диффузоре.

Д.1Я получения максимального КПД иасоса важен рациональный выбор длины LK камеры смешения. При длинной камере поле скоростей в потоке перед входом в диффузор хорошо выровнено и преобразование кинетической энергии в нем будет происходить с малыми потерями. Однако при этом велики потери в камере смептеаия. При короткой камере процесс смешения в ней не завершится и слабая имровнснность поля скоростей в сечеиии 2—2 приведет к увеличению но юрь в диффузоре, хотя потери в самой камере смешения уменьшатся.

Оптимальная длина L„ камеры определяется экспериментально. Ес величина, как и форма характеристики насоса, зависит от параметра К. Насосы с малым К, у которых, согласно выражению (2.100), диаметр сопла <h близок к диаметру камеры d0, будем называть высоконапорыыми. В них площадь б'о, пропускающая подсасываемый ноток, относительно мала. Малым будет и относительный расход д. Зато каждая единица массы перекачиваемой жидкости получит здесь большую энергию и относительный напор h будет велик. В таком насосе согласно рис. 2.09,6 участки вовлечения и стабилизации должны быть короткими и оптимальная длина LB камеры малая. Напорпая характеристика насоса будет иметь форму круто падающей кривой.

Ннзконапоряый насос, у которого d0 dlr и параметр К велик, может иметь большую подачу, по сообщает жидкости малые напоры Пц. Для вею диапазон q велик, а величины h малы и характеристика имеет пологую форму. Камера смешения такого пасоса должна иметь большую длину из-за протяженности участков вовлечения и стабилизации.

Если безразмерные характеристики насосов с различными К нанести па общее поле, то по ним можно построить огибающую (рис.2.73) соприкасающуюся с каждой из возможных характеристик К = const в одной точке (разработка и использование огибающей характеристик для расчета струйных насосов предложены JI. Г. Подвпдзом). Для любого значения q огибающая указывает наибольший относительный напор к. Значит, согласно выражению (2.99) огибающая объединяет режимы наивысшей возможной экономичности для струйных насосов. Так как в каждой точке огибающей ее касается одна характеристика К = const, насос с этим значением К будет онтимальпым для сочетания параметров q и h в этой точке. Левая часть поля под огибающей занята крутыми характеристиками высоконапорных насосов (например К = 0,5). В правую часть поля вытянуты пологие характеристики пизкопапорных (например К = 10). Взаимосвязанные величины q и h в точках огибающей определяют наивысшпе возможные значения КПД насосов. Их можпо вычислить по выражению (2.99).

Совокупность характеристик на одном поле и соответствующую им огибающую надо строить для одного диапазона значений Re. Например характеристики на рис. 2.73 соответствуют Re 5s 10е.

На рис. 2.73 вместе с огибающей h ~ / (q) напорпых характеристик представлены также вспомогательные зависимости, необходимые для определения соотношений размеров проточной части оптимальных насосов. Кривая К = / (?) связывает точки огибающей со значениями К = const характеристик, касающихся огибающей в этих точках. Кривая //«/da = / (К) позволяет определить оптимальную длину камеры смешения, соответствующую каждому К. По

кривым f>0 = f (К) и qq = / (К) можно найти начальную и конечную точку любой характеристики К =» const и приближенно построить любую характеристику К = const по трем точкам — значениям Ао, Qo и коордипатам д и h точки касания с огибающей (см. характеристику К = 5 под огибающей на рис. 2.73).

С уменьшением Re потери в насосах возрастают. При этом полез-пый напор Нп и соответствующий ему согласно выражению (2.96) относительный напор h уменьшаются по сравнению со своими предельными значениями в зоне Re > 10й. Опытами установлено, что с уменьшением Ro относительное уменьшение h не зависит от q и для получения желаемого h нужно в таких случаях применять насосы с большим диаметром сопла, т. с. с меньшим К.

Для определения значений k* и К*, представляющих относительные напор и илощадь, соответствующие заданному q при

Re < 10е, па рис. 2.74 приведены экспериментальные зависимости ДА/А = (Л-А*)/А = /Ше) и K*/K = f{Re),

где h н К представляют значения, соответствующие заданному д по огибающей на рис. 2.73 при Re 10®.

По характеристикам, данным на рис. 2.73 и 2. 74, можно легко найти основные размеры проточной части требуемого струйного насоса но значениям его четырех основных рабочих параметров, приведепным в начале параграфа. Если задано не более трех параметров, а четвертый может варьировать, это означает, что задано либо h либо q. В этом случае недостающую относительную величину выбирают по огибающей на рис. 2.73 и с ее помощью уточняют нужное значение четвертого параметра. Далее, соответственно известному q по графику К = / (К) определяют требуемую относительную площадь К н по графику LJd2 = f(K) пеобходимую относительную длину каморы смешения.

Рис. 2.74. Заинснмость относительных параметров струйных па-сосов от числа Рейнольдса

Диаметр di рабочего сопла насоса можно определить из выражения (2.91), если известна скорость v\ в рабочей струе. Эта скорость зависит от разности напоров рабочего потока до и после сопла, т. е. от величины Иа 4- Hv. Согласно рис. 2.69, а и выражениям (2.89), (2.90), (2.94) и (2.95)

w + # -1 = -J    +?»>- <2Л02>

Решая совместно уравнения (2.91), (2.92), (2.97) и (2.100), получим

Ufa = д/К.    (2.103)

Совместное решение уравнений (2.102) и (2.103) позволяет определить скорость Uj:

fi = l//(l + ?p.c)-(3/tf)8<i + U) ./2?(ftb + //p)« '

р.сY'lg (//„4-Яр).    (2.104)

Б выражении (2.104) величина цР-0 = 1/^(1 +?р с) — (q/K)i (1 +?вх) представляет собой переменный коэффициент расхода рабочего сопла. Как показало па рис. 2.72, с увеличением полезной подачи Q0 и соответственно q рабочий расход Qi и соответственно ур с слабо возрастают. Это обусловлено понижением давления pt у входа в камеру смешения с увеличением vn скорости перекачиваемого потока.

После определения по уравнениям (2.91) и (2.104) диаметра di сопла, из выражения (2.100) паходят диаметр d2 -= do камеры смешения и, пользуясь найденным относительным размером Lgfdz, се длину LK. Рекомендуется променять диффузоры с углами раскрытия 6—8°. Рабочее сопло и кольцевое входное сопло камеры смешения (рис. 2.69,6) выполняют обычно в виде плавно сходящихся коноидальных насадков. Кромку рабочего сопла делают по возможности тонкой с относом Lcoт начала камеры (сечение 1 —7'на рис.2.69, б) на (0,5-hIWj. При соблюдении этих рекомендаций можно принимать ?р с = 0,04-5-0,06 и = 0,07-5-0,1.

Жесткое задание четырех основных параметров {формулы (2.89) — (2.92)) означает, что заданы q и h. Опи определяют точку на иоле огибающей (см. рис. 2.73). Если опа лежит над огибающей, то создание такого насоса невозможно и требуется корректировка задания. Если точка лежит под огибающей, то тип нужного насоса, характеризуемый величиной К, находят подбором. Для этого, подбирая взаимосвязанные значения ko и q0 по кривым ko = / (К) и ?о = / (?) на рис. 2.73, строят приближенно характеристику, проходящую через данную точку под огибающей и касающуюся огибающей. Пользуясь значением q для точки касания определяют по кривой К = f (q) величину К нужного насоса. Далее, пользуясь найденным значением К, определяют размеры его проточной части так же, как было описано выше.

Приведенные характеристики и расчеты, связаппые с ними, действительны, если обеспечена бескавптацпоппая работа струйного насоса. При чрезмерно малом давлении рг (рис. 2.69,а) у входа в камеру смешения, в месте контакта двух потоков, кавитациЛюзнпкает в струйном пограничном слое, где из-за интенсивного выхреобра-зовання образуются области наименьшего давления Ргша — Рид {Ря.а — давление паров жидкости). Процесс смешения из-за интенсивного выделения парогазовых пузырьков нарушается и полезный напор Нп резно снижается по сравнению с нормальным.

Понижение давления в пограничном слое ио сравнению с окружающим его певозмущенным потоком пропорционально скорости этого потока: lPi - Pmi.J/(Pe) = Ht(2g)-

Используя это уравнение для условий возникновения кавитации (рго1п — рнп) и решая его совместно с уравнением Бернулли для сечений аа и 11 перекачиваемого потока, получим критический напор па входе в насос:

Из этого уравнения можно выделить критический запас давления сверх давления насыщенных оаров, соответствующего началу кавитации. Соответствующий этому запасу давления папор

Критический запас напора можно представить в относительной форме. Используя выражения (2.103) и (2.104), получим

(2.105)

Опытами установлено, что величина у, для всох струйных насосов, работающих еа оптимальных режимах, соответствующих точкам огибающей (см. рис. 2.73), изменяется мало:

1,23 < х < 1,43.

Это обусловлено тем, что для однотипных по форме входов в камеру, выполпешшх в виде плавных сходящихся насадков, С ssu const. Мало изменяется для оптимальных режимов и величииа [1рс. Следовательно, по выражению (2.105) легко найти ДН^. Эксплуатировать пасосы во избежание кавитации надо нри

Ml = Па-Pn.n/(pg) > Л#кр.

Г л а в а 15. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

2.30. Введение

Гидродинамические передачи (в дальнейшем гидропередачи) состоят из расположенных соосно и предельно сближенных в общем корпусе рабочих органов лопастного насоса и гидравлической турбины. Они передают мощность от двигатели приводимой машине посредством потока жидкости. Жесткое соединение входного и выходного валов при этом отсутствует.

Гидропоредачи разделяют па гидродинамические муфты (гидромуфты), которые передают мощность, не изменяя момента, и гидро~ динамические трансформаторы (гидротрансформаторы), способные изменять передаваемый момент.

Гидромуфты (рис. 2.75) и гидротрансформаторы (рис. 2.76) состоят из расположенных в общем корпусе 1 лопастных колес — насосного 2, соединенного с валом 5 двигателя, и турбинного 3, соединенного с выходным валом 11.

В гидротрансформаторах между насосным и турбинным колесами устанавливают соединенное с неподвижным корпусом 13 колесо 12 реактора. Лопасти 6 и 9 рабочих колес прикреплены к торообразным направляющим поверхностям (например, 7 и 8). Поверхности образуют рабочую полость гидропередачи, в которой движется поток жидкости (чаще всего маловязкого минерального масла), обтекающий лопасти колес. Впешпий вид рабочих органов гидромуфты показап на рис. 2.77.

Гидропередачи (см. рис. 2.75 и 2.76) имеют одии или несколько внутренних подшшшпков 4 для взаимной центровки колес и восприятия осевых сил, а также уплотнение 10, замыкающее корпус.

Насосное колесо получает энергию от двигателя и посредством своих лопастей сообщает ее потоку жидкости. Поток обтекает лопасти турбинного колеса, приводит его во вращение и сообщает при этом энергию, используемую на выходном валу для преодоления сопротивления приводимой машины (потребителя). Гидропередачи способны Сечг,н<& ponacmg't hoi?c

ограничивать момент сопротивления, нагружающего двигатель, и сглаживать пульсации этого момента при пульсирующем изменении сопротивления потребителя. Этим они защищают двигатель и механическую часть трансмиссии от перегрузок и ударных нагрузок, увеличивая их долговечность. Гидропередачи устраняют такжо перегрузку двигателей во время пуска, при разгоне приводимых объектов, обладающих большой инерцией, благодаря чему отпадает необходимость завышения установленной мощности двигателей для обеспечения разгона.

Гидротрансформаторы, кроме того, обеспечивают бесступенчатое изменение передаваемого момента в зависимости от изменения ча-

системе

Рис. 2.77. Рабочие оргапы гидромуфты:

1 — яаеоснос колесо; * — турбинное колесо; s — вращающиеся корпус

стоты вращения выходного вала. При возрастании сопротивления потребителя и, следовательно, при снижении частоты вращения выходного вала передаваемый момент увеличивается. При этом улуч-.шается использование мощности двигателей, повышается производительность машин, устраняется необходимость в коробках зубчатых передач, требующих переключения. Все указанные функции гидропередачи выполняют автоматически без вмешательства человека илв какого-либо управляющего устройства. На оптимальных режимах работы КПД гидропоредач достигает высоких значений 85—98 %, что незначительно меньше КПД механических передач. Несмотря на это и на некоторое усложнение трансмиссий, перечисленные качества обусловили широкое распространение гидропередач в дорожных строительных и транспортпых машинах, работающих в особенно тяжелых услов'иях.

2.31. Рабочий процесс и характеристика гидромуфты

При установившемся режиме работы сумма моментов, приложенных извне к гидромуфте (см. рис. 2.75), равна нулю. Впетпими моментами являются момент приложенный со стороны двигателя к входному валу 5\ момент сопротивления М2 потребителя, приложенный к выходному валу 11; момент трения Мв вращающегося корпуса 1

об окружающую среду. Следовательно,

Mi ~М2 — Мъ = 0.    (2.106)

Момент Д/в обычно мал, и приближенно принимают, что передается потребителю без изменения, т. е.

=    (2.107)

1'лашгая часть М, которую обозначим Ма, передается турбинному колесу потоком жидкости, обтекающим лопастные системы. Момент Мп равен изменению момента количества движения потока, вызванному воздействием лопастей. В гидромуфтах устанавливают плоские радиальные лопасти. Согласно схемам кинематики потока на границах лопастных систем (см. рис. 2.75) момент, требуемый от двигателя для увеличения момента количества движения потока в насосном колесе,

Mn = pQ (vutHR2 у,,гт#i)-    (2.108)

Уравнение (2.108) показывает, что момент Ма пропорционален расходу Q и увеличению момента скорости потока (увеличению его закрутки) vuR. В промежутках 2Я — 1Г и *— 1Я между лопастными системами момент количества движения потока неизменен, поэтому его уменьшение в турбинном колесе всегда равно приращению в насосном колесо. Это подтверждает равенство (2.107). Неболь-. :ая часть момента Мф передается трением. Жидкость в зазоре между корпусом 1 и поверхностью 7 турбинного колеса увлекается во вращение трением о корпус 1 и тормозится при трении о поверхность 7, сообщая некоторый момент выходному валу. Момент передается и посредством трения в подшипниках 4 и уплотнении 10. Таким образом,

М = Ма + Мфъ*Мп.

Момент от двигателя передается только при обгоне турбинного колеса насосным, когда nLп2. Отношение частот вращения колес i = n.ilni называют передаточным отношением. Относительная разность частот s — («1 — иа)/«1 — l~i называется скольжением. Без скольжения расход Q и, согласно формуле (2.108), момеит Мп равны нулю. Отсутствует и передача момента трением. При малых п2 и, следовательно, слабом поле центробежных сил в межлопастных капалах турбинное колесо оказывает малое противодействие проте-кашпо потока жидкости. При этом Q -*¦ Qmax 0 передаваемый момент Ма также максимален.

М

п2

Характеристика гидромуфты (рис. 2.78) представляет зависимость момепта М от частоты вращения выходного вала при = = const или от передаточного отношения г. Правое поле ОК характеристики соответствует режимам, при которых i положительно и колеса вращаются с одном направлении. Это область передачи мощности от насоспого колеса турбинному. В ней зависимость М — = / (л2) имеет вид падающей кривой. Характеристика включает также зависимость КПД г| от щ или г. Согласно выражению (2.107) момент передается гидромуфтой практически без изменения и КПД равно передаточпому отношению:

1] = Nt/Ni. = МгПг/М^д = п^Пх = L    (2.109)

В основной зоне эксплуатационных режимов (0 < i < i'p) зависимость rj - / (0 линейная. При i -> 1 линейность иарутается. Момент М, передаваемый гидромуфтой, в этой зоно быстро убывает.

Его значение становится соизмеримым с моментом Ма трения корпуса об окружающую среду. Тогда, согласно формуле (2.106), момент М2, передаваемый па выходной вал, убывает с ростом i быстрее, чем Ми а КПД, следуя зависимости

Т) = [АД/Мг] г = [(Л/г - М„)/М,] г,

снижается, отклоняясь от луча г) = г. Область OL характеристики представляет совокупность режимов противовращенпя колес. В пой i < 0, и гидромуфта выполняет функции тормоза. Здесь г| = 0. Режимы противовращепия часто используются в подъемно-транспортных машинах при опускании грузов. Согласно выражению (2.109) доля потерь энершп в гидромуфте равна скольжению $ = 1 — г|. Теряемая энергия затрачивается на преодоление трения потока о лопасти и стенки рабочей полости, а также на вихреобразование при обтекании лопастей. Эти потери, иапример при входе потока па лопасти турбинного колеса, зависят, как показано на рис. 2.75 в сечении ЬЬ, от изменения скорости v2B па выходе из насосного колоса до скорости у после входа на лопасти турбивного колеса и пропорциональны вектору иу, характеризующему принудительное отклонение потока, которое возрастает с уменьшением г.

Аналогичная потеря возникает при входе в насосное колесо. Вихревые потери доминируют при малых I, т. е. при больших расходах. При больших i потери определяются в основном трением. Чем меньше трение в этой зоне характеристики, тем больший момент сможет передать гидромуфта при заданном КПД или габаритных размерах и тем больше будет ее энергоемкость. Следовательно, качество гидромуфты по энергоемкости выражается крутизной падения ее характеристики в зоне больших i.

Энергия потерь преобразуется в тепло, которое должно отводиться во избежание перегрева рабочей жидкости и подвижных соединений. В гидромуфтах, длительно работающих при больших скольжениях s и особенно в области противовращения, приходится применять специальные охлаждающие устройства. Если Длительная работа протекает в основном при малых s, то достаточно, как правило, естественного обдува корпуса.

2.32. Рабочий процесс п характеристика гидротрансформатора

Гидротрансформаторы (см. рис. 2.76), обладая всеми свойствами гидромуфт, способны, кроме того, в зависимости от передаточного отношения i преобразовывать Момент М1( приложенный к входному валу 5 двигателем. Если момент сопротивления М2, приложенный к выходному валу 11, превосходит момент двигателя, то щ автоматически снижается; если момент Мг уменьшается, то пг возрастает. Это позволяет автоматически, без переключений наиболее полно использовать возможности двигателей, приспосабливая их к меняющимся условиям нагрузки.

Лопасти рабочих колес гидротрансформаторов имеют криволинейные профили, соответствующие желаемой кинематике потока. Это необходимо для получения как нужных преобразующих свойств, так и достаточно высокого КПД в широком диапазоне i. Обычно при знакомстве с взаимодействием лопастных систем рабочих колес гидротрансформаторов рассматривают упрощенную, но близкую к действительной схему потока. Схематизация сводится к следующему:

1)    направление ст<орс:теа истока w в относительном движении за каждой лопастной системой принимают совпадающим с направлением выходных элементов ее лопастей;

2)    расход Q, протекающий через вс? лопастные системы в данный момепт времени, считают одинаковым ввиду пренебреишмой малости утечек (q на рис. 2.76);

3)    в промежутках между лопастными системами момент количества движения потока считают пепзмеппым (например, vutuR2u — = Уи1т#; VuipR2p = Уи1нЙ1н).

Для гидротрансформатора наиболее типичен режим работы, когда момент Afj двигателя, приложенный к входпому валу, увеличивается до момента М2 на выходном валу. Насосное колесо, используя Мj, увеличивает момент количества движения потока. Это выражается в том, что момент скорости потока (его закрутка) увеличивается от значения vuZt,RiP па выходе из реактора до vu2HR2H за насосным колесом. Тогда

М\ = pQ    (2.110)

Если лопасти реактора также увеличивают закрутку потока, т. е. если уи2рЯ2р > vui7R2T, то общее приращение момента количества движения потока

Ml -f" Ms = PQ (VuZhRvhvuirRtr)>

где M3 — момент на неподвижном лопастном колесе ревктора, воспринимаемый корпусом 13.

В турбиппом колесо закрутка уменьшается от i>u2Hi?2H перед входом в него до vu21R2T и оно получает возможность преодолевать момент сопротивления

— M2 = pQ (vuirRn - *и*иДан)»    (2-111)

равный по величине суммарному моменту насоса и реактора, т. е. М1 + МаМг = 0. Следовательно, гидротрансформатор развивает на выходном валу момент М2, больший, чем момент, которым оп сам нагружает двигатель, и выполняет функции редуктора. При этом обязательпо п2 < пъ или, что то же самое, i = «3/% •< 1. Небольшая часть момента передается за счет дискового трения и тревня в подшипниках и уплотнениях, поэтому гидротрансформаторы с вращающимся корпусом (см. рнс. 2.76) имеют более высокий КПД, чем с неподвижным корпусом (см. рис. 2.92).

Характеристика гидротрансформатора (рис. 2.79) представляет совокупность зависимостей = / (г); М2 = / (г); г| — M2ntl(Mltti) — = / (г) при Пу = const.

Для более удобного сравнения преобразующих свойств различных ¦гидротрансформаторов часто на характеристиках, вместо зависимости Мг —}(i), наносят близкую к ней по форме зависимость коэффициента трансформации момента

ЛГ-ЛГ^ЛГ, = /(*).    (2.112)

позволяющую также более удобно вычислять КПД

^=и:ЛГ;. *    (2.113)

Падение кривой Мг = / (г) можно объяснить, рассматривая изменение треугольников скоростей при постоянном nt и значительной изменении п1 (см. рис. 2.76). Режим работы насосного колеса

при ai'OM изменяется мало. Направление и величина скорости угр на входе в насос определены неподвижной лопастной системой реактора и слабо меняющимся расходом Q. Соответственно мало изменяются скорость vin и ее составляющая ыи2Н на выходе из насосного колеса, т. е. перед входом в турбинное колесо. За турбинным колесом поток в зависимости от щ. изменяется сильно. Когда момент сопротивления Mt велик, снижается и соответственно и. Как видпо из треугольника скоростей, это ведет к уменьшению окружной составляющей vugT, которая, как показано на рис. 2.76, может быть и отрицательной, т. в. направленной против вращения колес.

В этих условиях из выражений (2.110) и (2.111) видно, что момент Ма будет значительно превышать М1. На характеристике таким режимам соответствует область А (см. рис. 2.79), в которой | Мг | > > ( Мг | и К > 1, а момент М3 положителен. При снижении момента сопротивления М2 и соответственном увеличении п2, составляющая ии2Т растет и величина М2 согласно (2.111) уменьшается. Уменьшается и воздействие па поток реактора, т. е. момент Ms.

Границей зоны А является режим с таким значением при котором реактор на поток не воздействует (oK.rtR2T = vu2yB2p). Будем называть его режимом гидромуфты и обозначим точкой Г. Здесь Мя = 0, К = 1, т| = I. При дальнейшем уменьшении момента со-лротивленяя, сопровождаемом возрастанием Пл и vuiT (зола В характеристики), момент Д/2, развиваемый турбинным колесолт, станет меньше Mj < 1). Реактор в этой зоне раскручивает поток (vu2pR2v < yu21ft2T)t и направление действия момента М3 на лопасти реактора изменяется на противоположное. Характеристика может включать и зону В, в которой при весьма малых М2 гидротрансформатор выполняет роль ускоряющей передачи (г > 1), а также зону Д режимов противовращепия, в которой он выполняет функции тормоза. Очевидно, что в зоне Д г| = 0.

В зоне А, где К > 1, КПД гидротрансформатора согласно формуле (2.113) всегда больше КПД гидромуфты (г| = г), а в зонах Б и В — меньше.

Путем соответствующего размещения в рабочей полости и профилирования лопастей реактора и турбинного колеса последнему можно сообщить обратное направление вращения, однако реверсирующие и ускоряющие гидротрансформаторы, специально спроектироваппые для работы па таких режимах, имеют невысокий КПД и применяются редко.

2.33. Моделирование гидродинамических передач

о пересчет их характеристик

Принципы моделирования лопастных систем гидродинамических передач основапы на применении законов подобия лопастных гидромашин. Они позволяют определять размеры и характеристики новых лопастных систем, удовлетворяющих заданным значениям Ми М2, щ и п2, если известны размеры и опытная характеристика принятой в качестве модели лопастной системы, имеющей подходящие значения относительных рабочих параметров К, i и,г|.

Правила моделирования позволяют также производить пересчет опытных характеристик гидропередач, полученных при определенных nlt для других его значений и решать расчетным путем задачи о совместной работе гидропередачи с двигателем и потребителями, имеющими переменные частоты вращения. Применение моделирования резко уменьшает объом опытных работ прн создании довых лопастных систем и при стендовых испытаниях гидропередач.

Основы правил моделирования лопастных шдромашин изложены в п. 2.9. Условием подобия рабочих режимов гидропередач с геометрически подобными лопастными системами является кинематическое подобие полей скоростей на границах лопастных систем. Применительно к расчетной схематизации потоков это условие выражается в подобии треугольников скоростей на границах лопастных колес (см. рис, 2.75 и 2.76). Следовательно, внешним проявлением подобия режимов является постоянство передаточного отношения i = const. Из правил моделирования [см. выражение (2.36)1 следует, что момент, приложенный потоком к лопастному колесу, пропорционален плотности рабочей жидкости р, угловой скорости to2 и размеру колеса Db:

(2.114)

Для гидропередач в качестве характерной частоты вращения принимают Rj — частоту вращения входного вала. Ото удобно, так пак при опытном получении характеристик обычно поддерживают

= COBSt.

В качестве характерного размера обычно принимают D — наибольший диаметр рабочей полости (см. рис. 2.75 и 2.76). При одинаковых i для подобных гидропередач согласно формуле (2.114) отношения

М,/(р(»)|?>5) = в Л/2/(ра>1?5) = Х2    (2.115)

должны, быть одинаковыми. Согласно выражениям (2.112) а (2Л13) па таких режимах будут одинаковы значения К = MilMl = "к^/^ и r| = Ki.

Если результаты испытаний одной гидропередачи при нескольких значениях nl = const нанести на общее поле М по геа, то моменты, соответствующие i = const, должны располагаться на параболах второй степени;

M = \pv>\Db,    (2.116)

а КПД па этих режимах должен быть постоянен. Так, па рис. 2.80, а показаны характеристики гидротрансформатора, получение для трех значений nt = const. Подобным режимам, характеризуемым величинами i = t'\ X = X'; К = К'\ ^    г|' соответствуют пара

болы моментов 1 и II, а режимам равных моментов (режимы гидромуфты г = гГ; X = Л*; Кт = 1; г|г г) — парабола III. На рис. 2.81, а показаны характеристики гидромуфты, полученные при трех значениях и, = const. Моменты, соответствующие значениям X = X' при i = i' = 0,5 и X = X" при г = Г = 0,95, располагаются на параболах I о II, что служит подтверждением постоянства отпошений (2.115). Поэтому при обработке результатов испытаний гидротрансформаторов на поле характеристики наносят обычно не зиачения моментов, а пронорциоиальиы.е им величины X, = / (i) и Xj = / (i) или чаще Х = Х1=/(/)ийГ = Хо/Х] = / (t), а также зависимость т| — / (t) (рис. 2.80,6). Для гидромуфт характеристика состоит из двух кривых: X = / (i) и г| = / (г) (рис. 2.81, С). Такие характеристики называют обобщенными. Они действительны для любой гидропередачи, имеющей проточную часть, выполненную по

Рве. 2.Ь0, Характеристика гидротрансформатора;

а при разных частотах вращения о, входного вала; б — беаразмернаа обобщенная

основным размерам в геометрическом подобии к испытанной. На практике это правило соблюдается приближенно.

Приближенность соблюдения условий лролорциональности характеристик обусловлена отклонениями от условий подобая, неизбежными при изготовлении и проведении испытаний гидропередач. Главными причинами отклонений являются следующие.

4. Различие для потоков в Сравниваемых гидропередачах чисел Re — ©lDB/v. Как указывалось, наиболее удобно проводить испытания гидропередач при «j = const. Следовательно, испытания даже одной а той же гидропередачи при нескольких = const выпол-аяются при разных Re. Коэффициенты гидравлических сопротивлений, особонно трения, с возрастанием Re уменьшаются, стремясь к некоторому пределу, поэтому в гидропередаче с уменьшением или D, а также с ростом вязкости жидкости v, кинематическое подобие потоков нарушается и коэффициенты момента X при i = const уменьшаются по сравнению с предельными X, соответствующими большим

л|

/

Ч

/

V

N

/

0,1 ОЛ i'=0,S

0,6 0,8

L --

0,95

; б — безразмерная

Н

Рнс. 2.81. Характеристика гидромуфты:

а — при разных частотах вращения п, входного i

обобщенная


Re. Для гидромуфт это выражается в отклонении линий М = / (щ) при i — const от парабол (см. выражение (2.116)). Для гидротрансформаторов это ведет к снижению передаваемого момента, т. е. к уменьшению К и п-

2. Влияние масштабных факторов, выражающееся в нарушении геометрического подобия из-за несоблюдения пропорциональности шероховатости стенок каналов проточной части и размеров уплотняющих зазоров (например, щель у на рис. 2.76) по отношению к характерному размеру!) гидропередачи при его изменении. С уменьшением D относительная шероховатость возрастает, и потери на трение увеличиваются. Кроме того, увеличиваются относительные размеры уплотняющих зазоров, и доля уте'чен q (си. рис. 2.76), подаваемых насосным колесом и минующих лопастные системы остальных колес, возрастает. Влияние обоих масштабных факторов также ведет к нарушению кинематического подобия потоков при i = const н вызывает дополнительное ухудшение характеристик малых гидропередач по сравнению с большими.

3. Несоблюдение условия пропорциональности (2.114) для моментов, передаваемых и поглощаемых в гидроиередаче трением в подшипниках и уплотнениях. С уменьшением и D и с увеличением вязкости v доля момептов трения по отпошеиию к моменту Ми, передаваемому потоком, увеличивается, что ведет к общему наруше-вию точности пересчета характеристик.

2.34. Совместная работа гидромуфт с двигателями

и потребителями энергии. Основные типы гидромуфт

Рассмотрим основные эксплуатационные расчеты для установка (рис. 2.82), состоящей из двигателя 1, приводимой машины (потребителя) 2 и гидромуфты 3.

Правила выбора гллромуфты для совместной работы с двигателем и потребителем сводятся к соблюдению двух условий. Во-первых, в режиме длительной эксплуатации гидромуфта должна работать вблизи оптямальпого решпма (точка Р иа рис. 2.78), где % ~rimax-Обычно ip = г|р = 0,94 -s- 0,98. Во-ьторых, гидромуфта должна надежно защищать двигатель и приводимую машину от перегрузок. Расчетный момент при длительной эксплуатации Мр в несколько раз меньше момента трогаыия М0, которым гидромуфта пагружает двигатель при заторможенном выходном вале, когда i = 0. Момент М0 обычно близок к максимальному передаваемому моменту: M0^MmaY. Однако иногда (рис. 2.83, б) момент Мтзх имеет место при

Ш-М    IhJ-imhI


Рис. 2.82. Схема устаповкл с приводом через гидромуфту


i > 0. Величина б — Д?тах/Л/Р = Ятахр, называемая коэффициентом перегрузки, определяется гидравлическими свойствами проточной части гидромуфты. При сравнении б для различных гидромуфт обычно принимают при = 0,95. Благодаря ограниченности б гидромуфты способны надежно защищать двигатель и приводимую машину от перегрузок. Для этого нужно, чтобы работа в режиме Mmas была для двигателя безопасной и не вела к его преждевременному износу. Следовательно, величина б должна соответствовать возможностям характеристики и условиям эксплуатации двигателя. Кроме этого Мт должно иметь значение, при котором обеспечивается прочность всех элементов системы.

Таким образом можпо сформулировать два осповпых требования к характеристикам гидромуфты:

1) в зоне i — 1 она должна быть круто падающей, чтобы передача энергии происходила при высоких значениях г|р, а гидромуфта имела при этом минимальные габаритные размеры;

2) в зоне i —• 0 опа должна обеспечивать допустимое для применяемого двигателя значение б.

Обычно гидромуфты применяют с асинхронными электродвигателями и двигателями внутреннего сгорания, которые по свойствам своих характеристик нуждаются в защите от перегрузок. В зависимости от типа двигателя и функций, выполняемых гидромуфтой, изменяются требования к ее характеристике и особенно к ее начальному участку, определяющему ХШах, Т- с. Мт9Х. Асинхронные электродвигатели допускают коэффициент перегрузки б = ЯШах^р = 2 + 4, а двигатели внутреннего сгорания — 6 = 4 + 6.

Порядок определения размера гидромуфты для системы е асинхронным электродвигателем. Известны характеристика двигателя Л/л = / («i) (рис. 2.83, а); семейство характеристик потребителя Ма = / (и2) (рис. 2.83, а, в), из которых кривая I (основная) соответствует условиям длительной работы, а кривые II и III —условиям соответственно частичной и предельной допустимых повышенных нагрузок; обобщенная характеристика выбранного типа гидромуфты X = / (г) (рис. 2.83, б). Без гидромуфты режимы совместной работы двигателя и потребителя определяются точками пересечения характеристик Мл = / (гсг) и Ма = / (л2) при их наложении. На рис. 2.83, а вто точки С, В в Е. При правильной выборе двигателя точка Е наибольшей нагрузки расположена вблизи точки А, определяющей начало правой падающей рабочей ветви характеристики двигателя. Если (что всегда возможно в грузоподъемных, строительных и транспортных устройствах) момент Мп превысит продельный момент Мдл двигателя, последний будет остановлен под нагрузкой и может выйти из строя. Во избежание этого, для повышения М^а устанавливают двигатели завышенной мощности. Применение гидромуфты исключает необходимость этого завышения.

Для выбора размера гидромуфты определяют по ее характеристике расчетное значение sp скольжения (обычно sp = 0,06 + 0,02] т. е. г'р = г|р = 0,94    0,98) и перестраивают рабочую ветвь харак

теристики двигателя, смещая ое точки по частоте вращения на величину Дпр = Spnv Точка пересечения полученной кривой Ма = = / (*p”i) с базовой кривой Ма = / (л2) (точка G на рис. 2.83, а) дает расчетное значение момента Мр и частоты вращения щр = ipnip. Найдя по характеристике X = f (I) величину Хр, соответствующую гр, определяют диаметр I) гидромуфты из уравнения Мр = = Хр (л/ЗО)2 pnfpB5.

Для выбранного тппа гидромуфты кроме обобщенной характеристики должен быть известен чертеж проточной части исходпой модели, для которой получена эта характеристика. Тогда все линейные размеры рабочей полости пересчитывают в отношении D/Du (Z)M — размер модельного образца). Угловые размеры сохраняются.

После определения диаметра D строят характеристику выхода М2 — / {п2). Для этого па характеристике X = / (г) (см. рис. 2.83, в) выбирают несколько взаимообусловленных значений i и X, включая режим i = 0. Для каждого режима на поле характеристики двигателя, согласно выражению (2.116) строят нагрузочные параболы М = f (riy), задаваясь значениями Rj как рядом чисел (параболы X = const па рис. 2.83, а). Точки их пересечения с характеристикой двигателя дают rij и Мд для каждого из выбранных режимов (например, режиму X' соответствует режим В' двигателя). Далее для каждого режима определяют пг = inv М2 = Мл и г] = / (г) и строят характеристики выхода Л/8 = / (п2) ш у\ — f (гц).

Кривую Мг рассматривают совместно с характеристиками потребителя Ми = f (л.г). Каждой точке зависимости Мг соответствует определенная точка на характеристике двигателя (например, точке В" — точка Б'). Если всей характеристике М% — f (r2), в том числе и режиму Мшах, соответствуют точки только на падающей ветви характеристики двигателя, последний полностью защищен от перегрузок. Зависимость ц = f (п2) позволяет судить о диапазоне изменения п в зоне режимов длительной работы потребителя. Например, если этой зоне соответствует участок С'В" на рис. 2.83, в, то КПД гидромуфты изменяется от г|р = 0,96 до г)' = 0,90 (рис. 2.83, б) и всегда достаточно высок при длительной работе.

Выбор гидромуфты для работы с двигателем внутреннего сгорания. В основном он не отличается от описанного выше порядка применительно к работе с асинхронным электродвигателем. Зона 234 неустойчивых режимов работы двигателя представлена на его характеристике (рис. 2.84, я) заштрихованной областью. Для защиты системы от перегрузок, а двтггателя от заглохавия нужно, чтобы парабола Хтах исключала от/ область, как показало на рис. 2.84, а, из зоны ОР эксплуататщ. :щых режимов. Эксплуатационной зоне ОР

Рис. 2.84. Характеристики совместной работы двигателя внутреннего сгорания с гидромуфтой

на рис. 2.84, а соответствуют обозначенные теми же индексами рабочие зоны па характеристике гидромуфты (рис. 2.84, б) и на характеристике выхода (рис, 2.84, в). Из рассмотрения последпей видно, что гидромуфта обеспечивает полную защиту системы и ес перегрузка становится невозможной.

Основные типы гидромуфт. Типы гидромуфт и их характеристики должны рассматриваться с точки зрения выполнения двух

основных указанных выше правил выбора. Большая крутизна характеристики может быть получена, если потери на трение в рабочей полости при t 1 малы. Для этого рабочие полости часто выполняют без внутренней торовидной направляющей поверхности (13 на рис. 2.75). Схема такой гидромуфты предел шлена па рис. 2.85, а.

Снижение начальной ветви характеристики, т. е. уменьшение моментов, передаваемых при малых г, можио получить, как видно из выражения (2.108), путем уменьшения расхода Q в этой зоне характеристики.

Для этого используют следующие способы:

1)    применение рабочих полостей специальной формы, позволяющей использовать свойство самопроизвольной перестройки потока;

2)    примепепие лопастных систем специальной формы;

3)    изменение заполнения гидромуфты;

4)    применение поворотной лопастной системы (обычно в турбип-ном колесе).

Первые два способа пе требуют применения внешних органоз управления и используются в гидромуфтах, защищающих двигатели от пульсаций момента сопротивления и от перегрузок при запуске и разгоне приводимой машины.

Вторые два способа осущесгвляются при помощи внешних управляющих устройств. Такие регулируемые гидромуфты обладают в большей степени всеми защитными свойствами и, кроме того, позволяют регулировать частоту вращения приводимой машины.

В основу первого способа заложено свойство гидромуфт, заключающееся в том, что при частичном заполнении в их рабочей полости могут существовать две сменяющие одна другую при определенном i устойчивые формы потока. Когда I мало, а расход Q велик (см. рис. 2.85, я), поток движется, прижимаясь к внешним стейкам рабочей полости, а воздух образует торовидную полость В в ее середине. С ростом i поток перестраивается так (рис. 2.85, б), что обмен жидкостью между колесами происходит в периферийной части рабочей полости, а воздушная полость В перемещается к центру гидромуфты. Отсутствие внутреннего направляющего тора содействует перестройке.

Гидромуфты постоянного наполнения с порогом (рис. 2.85, в) позволяют получигь уменьшенные значения б, используя описанное свойство перестройки. В них кольцевой порог 17 устанавливается на выходе из турбинного колеса. При малых t порог служит сильным сопротивлением для потока. Он уменьшает величину Q и, согласно формуле (2.108), величину Ма в этой зоне характеристики. При больших г, когда после перестройки поток сосредоточен но периферии (см. рис. 2.85, б), порог на него не воздействует, и крутая форма характеристики сохраняется.

На рис. 2.80(5) показана характеристика гидромуфты с порогом (си. рис. 2.85, в) по сравнению с характеристикой а такой жо гидромуфты без порога.

При dn ~ 0,Г)?> значепие б снижается примерно до 5,5, что достаточно для двигателей внутреннего сгорания. При этом крутизна

Рас. 2.85. Схемы гидро-

характеристики п зоне ip изменяется несущественно. Применение порога ограничено. Сильное увеличение dn влечет существенное снижение крутизны характеристики в зоне гр, т. е. ухудшает КПД на основных эксплуатационных режимах.

Гидромуфта постоянного наполнения с самоопоражнивапием (рис. 2.85, г) позволяет получить характеристику с увеличенными защитными свойствами (6 = 1,о-5- 2,5) путем усиленного использования свойства перестройки потока. Такие гидромуфты необходимы для асинхронных двигателей, работающих в самых тяжелых условиях. Действие порога 1 усилено вримене-Л’Ю3    иием полости S за насосным колесом.

ч.

\

\

N.

\

г

0.2 ОМ 0,6 Ш J •jn=aP5


В полости, втекая через щель 4, задерживается при малых i часть рабочей жидкости. Это ведет к значительному снижению Q и момента. При уменьшении нагрузки и увеличении i жидкость через отнерстия 2 возвращается в рабочую полость и циркулирует в ее периферийной части. Характеристика гидромуфты с са-моопоражниванием показана па рис. 2.86 (г).    4

Защитная гидромуфта постоянного наполнения с плоскими наклонными лопастями позволяет получить б = 2    3.

В ней (рис. 2.85, д) использован второй Рис. 2.86.    Характеристика    способ модификации характеристик, для

гидромуфт    постоянного    за-    чего лопасти пасосного колеса отклонены

волнения    по вращению назад, а турбшшого — впе

ред. При отклонении лопастей назад напор, создаваемый пасоспым колесом падает, а сопротивление всей лопастной системы увеличивается. Это ведет к снижению Q и момента прв малых г. При больших i расход в гидромуфтах мал, и форма лопастей пе оказывает заметного влияния ла гидравлические характеристики колес, а следовательно, и на форму падающей ветви характеристики. Характеристика гидромуфты с наклонными лопастями показала па рис. 2.86 (в).

Защитные гидромуфты постоянного наполнения должны при длительных перегрузках продолжительно работать па режимах малых г) и поэтому нуждаются в интенсивном охлаждении, для чего па их корпусах устанавливают вептнляцпоыыые лолатки (ВЛ я а рис. 2.85, г и 2.85, д), обеспечивающие усиленный наружный обдув колес. Однако их применение увеличивает момент трения Мв и снижает КПД гидромуфты. Для аварийкой защиты от опасного перегрева па корпусах иногда устанавливают пробки с легкоплавким сплавом, выпускающие перегретую жидкость из рабочей полости.

Регулируемые гидромуфты переменного наполнения (рис. 2.85, е) со скользящей черпаковой трубкой применяются для самых трудных условий работы с частыми перегрузками, тяжелыми условиями пуска м для регулирования в небольших пределах частоты вращения при-родимой машины при rtL = const. Радиус Вк расположепия черпающего отверстия 9 на кооцс трубки 10 ыолгот изменяться. Трубка вычерпывает набегающую на ее конец жидкость с поверхности вольцевого объема в камере (кольцо) 1 вращающегося корпуса 2 гидромуфты. Таким образом, величина RK определяет объем жидкости в кольце 1. Увеличение RK ведет к уменьшению объема в кольце, связанном отверстиями 3 с рабочей полостью 4 корпуса 5, и к уменьшению ее заполнения, а следовательно, и уменьшению расхода Q, протекающего через лопастные системы колес.

Рие. 2.87. Поле характера-    Рпс. 2.88. Характеристики процесса рсгулнрова-

стик гидромуфты вережен-    пш1 частоты вращения выходного цвда при нового заполнения    мощи регулируемой гидромуфты веретенного

наполнения

Черпаковая трубка позволяет производить одновременно и охлаждение рабочей жидкости. Для этого вычерпываемый расход q пропускают через внешний контур, состоящий из резервуара 8 с теплообменником 6 и вспомогательного насоса 7, возвращающего расход в рабочую полость.

Характеристика регулируемой гидромуфты представлена на рис. 2.87. Она состоит из частных характеристик, соответствующих разным наполнениям W (W^ — максимальное заполнение). Энергетические возможности регулируемой гидромуфты эквивалентны применению ряда из нескольких гидромуфт. Свойство изменения характеристики при перемене наполнения часто применяют и для нерегулируемых гидромуфт, приспосабливая одпу и ту же гидромуфту для обслуживания двигателей разной мощности. При этом надо иметь в виду, что сильное уменьшение наполпспия (иапример W <0,751У0 па рис. 2.87) ведет к появлению изломов характеристик, связанных с описанной перестройкой потока. При использовании таких характеристик работа системы, обслуживаемой гидромуфтой, может стать нез-стойчивой. Это выражается п периодических достаточно быстрых пульсациях частоты вращения приводимой машины, что нарушает ео нормальную работу.

Процесс регулирования частоты вращения выходного вала при помощи гидромуфты переменного наполнения рассмотрим для установки, приводимой асипхрогшым электродвигателем с характеристикой, представленной на рис. 2.88, а. Характеристика гидромуфты (рис. 2.88, б) изменяем» регулированием наполнения от ^ до ^п, а соответствующая характеристика выхода от Л/21 до М (рис. 2.88, в). Точки пересечения Рi и Рц этих характеристик с нагрузочной характеристикой потребителя Мп = / (и2) показывают, что п.г с изменением наполнения будет изменяться в пределах Дп3. Такой способ регулирования допускает только уменьшение fti но отношению к п№1. При этом гидромуфта используется па режимах меньшего i, т. е. при лепыиих КПД. Так, на рис. 2.88 показано, что при регулировании п3 в пределах Дпг КПД изменяется в пределах Дг]. Поэтому применение гидромуфт для регулирования п2 в широких пределах невыгодно. При небольших Ди2 этот способ из-за простоты широко применяется в приводах лоиастпых чапткн (центробежных пасосов, компрессоров, греблых винтов).

В особо тяжелых случаях регулируемые гидромуфты используют для защиты от нерегр>зок и для разгона систем нри пуске. Для этого систему регулирования наполнении снабжают автоматическим устройством, которое ири пуске я перегрузке опоражнивает i идромуфту, предельно понижая ее характеристику.

Регулирование работы гидромуфты при помощи поворотных лопастных СЕС1СЧ (поворотными выполняют обычно лопасти турбинного колеса) позволяет гак же, как и при регулировании наполнением, изменять ее характеристику в широких пределах. Однако при этом неустойчивые режимы работы отсутствуют.

Гидромуфты с поворотными лопастями значительно сложнее и тяжелее обычных гидромуфт и широкого распространения иоэгому не получили.

Пуск и разгон при помощи гидромуфты существенно облегчает пусковые условия работы двигателя. При большом моменте инерции приводимой машины гидромуфта устраняет необходимое)!, завышения установленной мощности двшагеля по условиям пуска. При запуске с гидромуфтой двигатель разгоняет, преодолевая ее пусковой момент Мй. только насосное колесо и жидкость d рабочей полости, момент инерции которых мал. Разгон такой системы происходит быстро, и двигатель только короткое время работает в тяжелых пусковых условиях. Разгон турбинного колеса и приводимой машины может сильно отставать во времени от разгона в\о/шого звена, однако это не ведет ни к изнашиванию трансмиссии, как при разгоне через фрикционную муфту, ни к перегрузке двигателя.

На рис. 2.89 рассмотрен разгоп системы, показанной на рис. 2.82, при помощи гидромуфты. Характеристики двигателя Mz / («,), потребителя Мп = / (га2) и гидромуфты к = / (г) представлены на рис. 2.89, я, бив. Оци получены для установившихся режимов работы машин, т. е. являются статическими. Вследствие малом нпорт-ности жидкости в рабочих полостях гидропередач их статические характеристики можно применять и при динамических расчетах.

Рис. 2.89. Характеристики процесса разгона ммапизиа. приводимого через гидромуфту

При пускй двигателя (режтг О, рис. 2.89, а) начинает вращаться входное зисно, состоящее из якоря двигателя и насосною колесч. Его приведенный момент пиерции Jv Турбинное колесо немощяшшо (п2 = 0) и поэтому на выходном налу создастся улслгсчпч.ио^цй'я с ростом п} моиепг Мп = Д.0 (я/30)2«*р?*5. Для разгона расходуется переменный мочент

Шд = Мд —Мо —^idwi/Л,    (2.117)

определяющий ускорение dasjdt входного звена системы. Когда чл режиме А передаваемый момент М0 достигает значения момента Мца трошшя потребителя (см. рис. 2.89, б), выход-пой вал начинает вращаться. Дальше процесс разгона протекает при одновременном нарастании как »l5 так и п2, т. е. при меняющемся ?. Например, при (режим В), когда пх = пхц, а ^ = п2в, турбинное колесо развивает момент, определяемый параболой Мв = *= л в (л/30)2 pDsn\. Величина Мв при = пув больше статического момента сопротивления потребители Мпв, и поэтому угловое ускорение выходною вала определяется уравнением

АМц& = М в — Л/цв = Ji datf/dt,    (2.118)

где /а — ломевт инерции выходного вала.

Одновременно продолжается ускорение выходного вала под действием момента

АМрц =Mrb — Л/в — Jl daiff/dt.    (2.119)

Поскольку <; /2, парастание пг идет гораздо быстрее aapacia-ния К режиму С, с которого значения АМй интенсивно уменьшаются, разгон входного вала практически заканчивается, однако разгон выходного вала продолжается иод действием значительных АМЛ. Па режиме Р, когда оба процесса разгона завершающи и rti = rip- а и, = п, система переходит на статический расчетный режим эксплуатации при гр и Дпр = пп = spnip.

На рис. 2.89, г показано протекание во времени описанного процесса разгона. Он делится на этапы ОА, Koina разгоняется входной вал; АС, когда прн совместном ускорении обеих частей системы /г, нарастает быстро, а п2 — медленно, п СР, когда медленно завершается разгон двигателя к интенсивно разгоняется выходной вал. При рязгоие двигатель работает очень малое время на участке 0D (см. рис. 2.89, а, г) характеристики, где оп способен быстро перегреваться. Для сравнения на рис. 2.89, г штриховой линией приведен график процесса разгона той же системы без гидромуфты; разгон двигателя растянут во времени, и двигатель перегревается, что при частых пусках ведет к сильному сокращению срока его службы.

Расчет процесса разгона сводится к решению численными методами дифференциальных уравпепий (2.117), (2.118) и (2.119) разгона. Для участка ОА AaJAt = AMSI/Jl

Для участка АР уравнения разгона обеих частей сводятся к одному общему: AMJAMSS = J2!J1-Aai/A(x>1. Давая конечные приращения величише Ao>j, находят методом последовательных приближений соответствующие им величины Дсо2 и далее интервалы времени Дг, за которые они произошли. Время разгона до режима Р находят суммированием At.

2,35. Совместная работа гидротрансформаторов с двигателями и потребителями энергии.

Осиовныс типы гидротрансформаторов

Соответствие гидротрансформатора требованиям совместпой работы с определенными двигателем и потребителем определяется свойствами его характеристики. Она должна обеспечивать наилучшее использование как приводимой машины, так и возможностей двигателя. При этом в областях режимов вероятной длительной эксплуатации системы КПД должен быть достаточно высок. Задача выбора гидротрансформатора решается в два этапа: во-первых, по показателям расчетного режима работы системы (двигателя, потребителя и гидротрансформатора выбранных типов с известными характеристиками) определяют размер D требуемого гидротрансформатора; во-вторых, используя характеристики элементов системы и зная размер гидротрансформатора, строят характеристику выхода Мг / (и2) и рассматривают ее пригодность для прпвода машины-потребителя во всем диапазоне ее эксплуатационных режимов.

При выборе размера гидротрансформатора для согласования ого характеристики с характеристикой двигателя возможны два случая:

1)    гидротрансформаторы выбранного типа выпускаются промышленностью и их размеры и характеристики известны;

2)    для выбраппого типа гидротрансформатора известны относительные размеры проточной части и обобщенная характеристика, сам же гидротрансформатор должен быть разработан и изготовлен заново.

В первом случае гидротрансформатор согласуется с двигателем при помощи промежуточной зубчатой передачи, во втором — определяют размер D нужного гидротрансформатора и проектируют его рабочие органы, применяя метод пересчета остальных лицеппых размеров с модельного образца.

Чаще всего гидротрансформаторы попользуются с двигателями внутреннего сгорания.

Выбор гидротрансформатора для совместной работы с дизелем. Выбор сводится к согласованию их расчетных режимов работы. Характеристика двигателя приведена на рис. 2.90, а, а гидротрансформатора — на рпс. 2.90, б. Расчетный режим двигателя (близкий к режиму максимальной мощпостп) определен величинами Л/др и «, гидротрансформатора (близкий к режиму т)тэх) Кр, кр и 1Р.

В первом случае выбора, когда размер гидротрансформатора D известен. определяют ?сп — передаточное отношение согласующей зубчатой передачи. Частота вращения п[ и момент М'л на входном валу гидротрансформатора при этом будут соответственно равны:

n\ = nxi с.п и Л/д = Л/л/;0.п.    (2.120)

Значение ic „ согласно выражениям (2.116) п (2.120), определяетсч из соотношения

Л*д р = Мя. р//с п = ?-р (л/30)г pZ>5 («ipf'c.n)®.

Выбрав iс п пересчитывают характеристику двигателя при помощи формул (2.120) на М'л = / (raj) и используют ее для дальнейшие расчетов вместо исходного графика А/д = / (и,).

Во втором случае определяют размер D нужного гидротрансформатора, задаваясь гс.п (Для уменьшения D обычно применяют повышающие согласующие передачи) или, ори высокооборогпом двигателе, применяют его прямоо соединение с гидротрансформатором

D = У - ;l'p

г Лр (я/30)« P«fp '

На рис. 2.90, б величина Х практически постоянна. Это значит, что при любых режимах работы такой гидротрансформатор нагружает двигатель постояипым моментом, определенпым точкой пересечения параболы Mi — Хг (л'30)2 р?>5и/ с характеристикой двигателя (см. рис. 2.90, а). Характеристики таких гидротрансформаторов называют непрозрачными. Такие трансформаторы применяют с двигателями, развивающими момент, мало зависящий от частот и иращення,

Характеристику Мг -= / (п,>) для выходного вала хидротранс-форматора (рис. 2.90, в) строят после согласования его расчетного реяшма с режимом двигателя. Для этого, выбрав на характеристике гидротрансформатора ряд режимов работы, определяемых взаимосвязанными значениями i, к, К и ц, С1роят для каждого из них нагрузочные парабол .с Mi = X (л/30)2 pD^nj,

точки пересечения которых с характеристикой двигателя определяют режимы его работы (прн непрозрачной характеристике нагрузочная парабола одна). Для каждого режима вычисляют М2 =* КМа\ п2= ггхг; определяют ц и по полученным точкам строяг характеристику выхода М2 / (я2) и ri = / (м2). Ее рассматривают совместно е характеристиками потребителя А/,, - / (ге,2). Так, характеристики I и II соответствуют диапазону длительной работы. Он охватывает зону высоких значений т]• Характеристика III представляет наиболее тяжелые условия трогания. Она должна проходить ниже предельного момента Ма па выходном налу. Па рис. 2.90, в штриховой липией нанесена характеристика двигателя Мл = j («,). Сравнивая ее с характеристикой Мг =f(n2), можно видеть, что применение гидротрансформатора эффективно расширяет тяговые возможности прп-водпой установки.

Выбор гидротрансформатора для совместной работы с карбюраторным двигателем (рис. 2.91). Выбор отражает специфические особенности характеристики двигателя. 1Гри грог/шии для лучшего разгона потребителя желательно использовать максимальный момеит двигателя на рис. 2.91, а). Для этого нагрузочная парабола режима трогания (X =-= i — 0) должна проходить череа^точку О. В процессе разгона система должна перейти к использованию максимальной мощности и быстроходности двигателя. Для этого с возрастанием i режим двигателя должен смещаться в зону точки Р. Эти требования выполняются гидротрашеформаторамц с падающей прозрачной зависимостью k = f (i) (рис. 2.91, б).

Прозрачность характеристики гидротрансформатора выражается КОЭффИЦИенТОМ ПрОЗраЧпОСТИ П = kinax/?p (обычно Хщах ~ Хг, =» ss Хг при К = 1). На рпс. 2.91, в сплошными кривыми представ-левы характеристика выхода Мг = / (пг) и зависимость r\ = f («•>) для системы с прозрачным гидротрансформатором. Такая характеристика обеспечивает трогапие при максимальном моменте Л/20 и максимальную скорость при п. Для сравнения штриховыми линиями нанесены характеристики выхода для случаев работы дипгателя с непрозрачными гидротрансформаторами, имеющими те же значения К, но постоянные величины X. Если X =    =    consl    (харак

теристика I на рис. 2.91, б, в), то на выходном валу можно иолучить максимальный момент, но частота вращения при этом максимальной не будет и ее будет использована максимальная мощность двигателя. Если ^ = ^.р = const (характеристика II), то могут быть использованы

использован максимальный момент.

Типы гидротрансформаторов. Каждому типу соответствуют свои особенности построения лопастной системы и форма характеристики,

определяемые назначением, которое должны выполнять гидротрансформаторы в трансмиссиях машин.

К первому типу отнесем гидротрансформаторы разгонного типа, предназначенные для значительного преобразования момеита 0 = = 3,5-i-6; Kv = 1,6 4- 2). Для них характерно существование зоны rj,Qas при относительно малых ip = 0.55 + 0,65. Гидротрансформаторы этого типа (рис. 2.92) применяются в системах с сильно изменяющимся моментом сопротивления и с часто повторяющимися процессами разгопа (маневровые тепловозы, строительные, дорожные, подъемно-транспортные машины). Их характерным признаком является применение турбинных колес центробежного типа на рис. 2.92, я).

Ркс. 2.92. Схемы разгонных отключаемых гидротрансформаторов

Особенность работы центробежных турбип заключается в том, что в зоне малых i и больших К ноток за турбинным колесом Направлен в сторону, противоположную направлению его вращения, т. е. скорость i>u2T (см. рис. 2.76) отрицательна. При этом члены уравнения (2.111) для Мг суммируются. Следовательно, применение центробежных турбинных колес с большим i?2T позволяет получить большие величины i!M8IJ?2Tf а значит, и Мг, не прибегая к большим отрицательным значениям vu2T, т. е. применяя менее искривленные лопасти. При сильном искривлении лопастей увеличивается вероятность их отрывного обтекания, что ведет к интенсивному нарастанию потерь при отклонении режима работы гидротрансформатора от расчетного, для которого спрофилирована лопастная система. Следовательно, применение центробежных турбинных колес позволяет расошрить зопу высоких КПД. С этой же целью, а также для увеличения г;гаа* в получения прозрачных характеристик применяют многоступенчатые турбшшые колеса, размещая последнюю ступень перед входом в насос. Так, на рис. 2.92, 6 показан гидротрансформатор с двумя ступенями турбинного колеса — центробежной Т и центростреми-телг.пой Т'. Каждая из ступеней турбинного колеса отпосительно слабо воздействует на поток и поэтому имеет мало искривленные лопасти.

Для длительной работы при г —*• 1 (зона Б характеристики, рис. 2.79) разгонные гидротрансформаторы но пригодны из-за малого КПД, поэтому при достаточно высокой частоте вращения ведомого вола их отключают. Например, гидротрансформатор, показанный па рис. 2.92, а в зоне Б опоражнивается через слив С, для чего прерывается подача q питающей жидкости через подвод П. Передача апергии продолжается при этом через гидромуфту, устанавливаемую параллельно с гидротрансформатором. Ее рабочая полость заполняется одновременно с опоражниванием гидротрансформатора. У гидротрансформатора, показанного на рис. 2.92, б, для отключения служат фракционные муфты. При замыкании муфты Ф] энергия передается через гидротрансформатор. При замыкании Фг валы жестко соединяются, и гидротрансформатор блокируется, а турбинное колесо отсоединяется от выходного вала муфтой свободного хода (.МСХ).

Ко второму основному типу отнесем комплексные гидротрансфор-моторы (см. рпс. 2.76). Они широко применяются для автомобилей, автобусов и других транспортных средств с длительными пробегами, которые нуждаются в гидродинамических передачах, способных работать с высоким КПД в широком диапазоне передаточных отношений, включая область г -*¦ 1. В этой случае использование ветви ГН характеристики, показанной на рис. 2.79, недопустимо, так как здесь КПД снижается, и более выгодной является гидромуфта. Отличительной особенностью комплексных гидротрансформаторов является замыкание реактора на корпус через муфту свободного хода (МСХ на рис. 2.76), способную передавать момент только в одном направлении.

После режима Г (см. рис. 2.79) и смепы направления действия момента М3 реактор теряет опору на корпус и начинает свободно вращаться в потоке, практически не воздействуя на него. Гидротрансформатор превращается в гидромуфту. Его моментная характеристика в лоне Б следует падающей ветви ГЕ моментной характерис'1 ики гидромуфты, а КПД — закону = г (вотвь Г'Е').

Для комплексных гидротрансформаторов типично симметричное размещение колес и применение центростремительных турбинных колес. Это необходимо для уменьшения габаритных размеров и получении удовлетворительной характеристики в зоне гидромуфты. Недостатком характеристик комплексных гидротрансформаторов являйся провал КПД в зоне перехода на режим гидромуфты (Г' на рпс. 2.79). Этот 1гровал увеличивается с усилением преобразующих свойств гидротрансформатора, т. е. с ростом К. Для устранения провала применяют гидротрансформаторы с реактором, разделенным на две лопастные системы и Р2 (см. рпс. 2.93, а), каждая из которы\ устанавливается со своей муфтой свободного хода МСХ 1 и МСХ2. При малых I оба реактора неподвижны и, дополпяя друг друга, обеспечивают сильную закрутку потока, а следовательно, и сильное преобразование момента (характеристика I па рис. 2.93, б). При ip муфта МСХ1 освобождает реактор Pi и он, свободно вращаясь, перестает воздействовать па поток. Оставшийся закрепленным реактор Р2 воздействует на поток слабо, и характеристика следует кривой II, имеющей максимум КПД в зоне бывшего рапее провала. При г„ освобождается также и реактор Р2, и гидротрансформатор переходит па режим гидромуфты.

Рис. 2.93. Гидромехавпческап иередача автобуса:

о — схема передачи; б — характеристика комплексного гидротрансформатора с д.в! хггу-пенчатым реактором; « — характеристики гидромеханической передачи

Комплексные гидротрансформаторы имеют относительно певглсо-кие преобразующие свойства. Для пих (см. рис. 2.93,6 и 2.94,6) Кп =

— 2 -г 3,5; г'г = 0,7 -г 0,85; r|,riаж = 0,85 ¦+¦ 0,92 при К =* 1,3 -т 1,5 и i = 0,7 -г- 0,5. Усиление преобразующих свойств (увеличение К) вызывает снижение т}та* и ухудшение характеристики в зоне режимов гидромуфты.

Совместная работа комплексного гидротрансформатора с двигателем рассмотрена на рис. 2.94. Характеристика двигателя представлена на рис. 2.94, а, характеристика гидротрансформатора, обладающая прозрачностью, — па рис, 2.94, б. В качестве расчешого рл-бочсго режима, по которому согласуют гидротрансформатор с двигателем, выбирают обычио точку перехода ва режим гидромуфты (точка Р на рис. 2.94, б). Расчетная точка Р на характеристике двигателя делит ее на две зоны. В зоне I двигатель передает момеш через гидротрансформатор, т. е. с увеличением в К раз. На характеристике выхода (рис. 2.94, в) ей соответствует ветвь увеличенных моментов HP. Зона II соответствует передаче через гидромуфту. На

характеристике выхода ей отвечает ветвь РТ, представляющая характеристику двигателя, смещепиую на величину скольжения в гидромуфте. Такал характеристика выхода приближается к идеальной lHiuBofi характернешко использования максимальной мощности двигателя Лгт == const.

Гидромеханические передачи. Они состоят из гидротрансформатора и механической зубчатой передачи, позволяют восполнить указанные выше ограниченные возможности комплексных гидротрансформаторов н поэтому нашли широкое применение в трапспорт-ных машинах. В них, как правило, применяют обычпые гидротрансформаторы с умеренными преобразующими свойствами, но с высоким КПД. На рис. 2.93, а представлена схема гидромеханической коробки передач, устанавливаемой на отечественных автобусах. Ее характеристика показапа на рис. 2.93, в. Механическая коробка передач за гидротрансформатором обеспечивает дополнительное увеличение момента, требуемое в особо тяжелых условиях. Включение понижающей передачи с передаточным отношением in.n производится замыканием дисковой муфты Фг. Благодаря этому ври малых i„ в зоне I (см. рис. 2.93, в) момент увеличивается в Ки = KUп,и раз. Замыкание муфты Фг дает прямую передачу через гидротрансформатор в зоне II и прямую передачу на режиме гидромуфты в зоие III. Замыкаппе муфты Ф3 позволяет для повышения КПД в хороших дорожных условиях блокировать гидротрансформатор, жестко соединяя его входной и выходной валы. Задний ход включается перемещением зубчатой муфты Фк. Переключение понижающей и прямой передач автоматизируется.

В качестве рабочих жидкостей гпдротрапсформаторов применяют маловязкпе минеральные масла (v = 0,14 + 0,07 см2/с при температуре 70—90 X). гКидкость падо обязательно охлаждать, так как па режимах значительного преобразования момента она может перегреться, что приведет к выходу из строя пар трения и уплотняющих элементов. Часть жидкости (расход q на рис. 2,76, 2.92, 2.93) непрерывно отбирается после выхода из турбинного колеса, пропускается через теплообменник п возвращается при помощи вспомогательного пасоса к входу в насосное колесо. Вспомогательная гидросистема обеспечивает поддержание минимального давления

0,3—0,6 МПа перед входом в пасоспое колесо, благодаря чему устраняется возможность возникновения кавитации.

Часть 3. объемные гидромашины и гидроприводы глава 17. основные сведения об объемных гидромашинах  »
Библиотека »