Лекция 11. Устройство, принцип действия. Классификация, параметры и эксплуатация вихревых насосов.
ВИХРЕВЫЕ И ВОДОКОЛЬЦЕВЫЕ НАСОСЫ (Андрющенко, Шилов, Дементьев)
Устройство, действие, классификация и область применения вихревых и водокольцевых насосов
Вихревые насосы. Вихревой насос был разработан в 1920 г. почти одновременно в Германии и США. Относятся вихревые насосы к динамическим насосам трения, в которых жидкая среда перемещается по периферии рабочего колеса в тангенциальном направлении под воздействием сил трения (ГОСТ 10392-80). Делятся они на два типа: открыто-вихревые и закрыто-вихревые (рис. 4.1). На судах применяются в основном закрыто-вихревые насосы.
Открыто-вихревой насос (рис. 4.1, а) имеет боковой канал 3, проходящий в корпусе насоса 1 напротив лопастей рабочего колеса 2. Канал начинается над входным окном 5 и заканчивается над напорным окном 4 насоса. В средней части канал имеет постоянную глубину, а на начальном и конечном участках глубина канала плавно уменьшается до величины осевого зазора между колесом и корпусом насоса. Рабочее колесо 2 представляет собой диск постоянной толщины, на внешней части которого расположены длинные радиальные лопасти, образующие открытые межлопастные каналы колеса. Входное и напорное окна располагаются в корпусе насоса у втулки колеса и соединяются с боковым каналом 3 межлопастными каналами рабочего колеса.
На судах вихревые насосы применяют в системах питьевой и мытьевой воды, а также в качестве питательных насосов вспомогательных котельных установок. Распространению вихревых насосов способствуют их достоинства, состоящие в следующем: малые масса и габаритные размеры, простота конструкции, удобство при эксплуатации, низкая стоимость изготовления, надежная работа. Вихревые насосы открытого типа обладают самовсасыванием, могут перекачивать газоводяные смеси. Самовсасывающие вихревые насосы используют совместно с центробежными, образуя самовсасывающий центробежно-вихревой насос. По сравнению с центробежным насосом вихревой насос при одинаковых размерах и одной и той же частоте вращения вала имеет напор в 3-9 раз выше. Недостатком вихревых насосов является низкая экономичность и наличие неуравновешенных радиальных сил, действующих на ротор, более низкие кавитационные качества по сравнению с центробежными. Применяют их для подачи только чистых маловязких жидкостей (с вязкостью не выше 36 сСт). С увеличением вязкости перекачиваемой жидкости резко снижается напор и КПД насоса. Наличие абразива в жидкости приводит к износу уплотнений, увеличению зазоров и ухудшению характеристик насоса.
Закрыто-вихревой насос (рис. 4.1, б) состоит из корпуса 1 и рабочего колеса 2. Рабочее колесо представляет собой диск постоянной толщины, на периферии которого расположены короткие лопатки, внутренний радиус которых совпадает с внутренним радиусом канала в корпусе, а сами лопатки соединены сплошной перегородкой. Лопасти выполняют прямыми и устанавливают радиально, наклонно вперед или назад, под углом к перегородке от 60 до 90°. Входное 5 и напорное окна 4 отделены перемычкой, имеющей небольшой осевой и радиальный зазоры (0,1-0,15 мм) с рабочим колесом. Эти окна соединены периферийно-боковым каналом 3, охватывающим колесо.
Жидкость всасывается колесом из боковой части канала корпуса, проходит межлопастные каналы колеса и поступает в периферийную часть канала корпуса. В результате в канале возникает сложное движение жидкости, которое складывается из вихревого движения в меридианальном сечении канала со скоростью ст и движения вдоль оси канала со скоростью си (см. рис. 4.1, б). За время пребывания в рабочей полости насоса частица жидкости несколько раз проходит через каналы колеса, получая каждый раз энергию от лопаток. Кроме того, энергия передается жидкости переносом количества движения при вторичных течениях: при вращении колеса кромки лопастей увлекают жидкость и создают мелкие радиальные вихри, которые срываются с кромок лопастей и переносят энергию в поток жидкости, движущейся в канале корпуса насоса.
Водокольцевые насосы.
В цилиндрическом корпусе 2 водокольцевого насоса (рис. 4.2), снабженном торцевыми крышками, расположено эксцентрично рабочее колесо 1 с лопатками. При вращении рабочего колеса с высокой частотой вода, частично заполняющая корпус, отбрасывается к периферии. При этом в центральной части насоса поверхность втулки рабочего колеса, внутренняя поверхность водяного кольца и поверхности смежных лопастей совместно с поверхностями торцевых крышек образуют объем, который при перемещении с верхней в нижнюю часть насоса постепенно увеличивается, что вызывает всасывание среды через патрубок 6 и приемное серповидное отверстие 3 в торцевой крышке. При перемещении с нижней части насоса в верхнюю объем рабочей полости уменьшается и происходит вытеснение среды через напорное отверстие 4 и патрубок 5. Образовавшееся на периферии полости корпуса водяное кольцо уплотняет зазоры внутри насоса, обеспечивая насосу способность самовсасывания. Поэтому водокольцевые насосы используют в составе насоса центробежных насосов для обеспечения их самовсасывания, в качестве вакуум-насосов испарительных установок, для перекачивания топлива в системах вакуумной перекачки и зачистки трюмов нефтеналивных судов.
Существует большое число конструктивных модификаций водо-кольцевых насосов, применяемых на судах, которые различаются по следующим основным признакам: по расположению вала вертикальные и горизонтальные, по способу привода- с автономным приводом (обычно с электродвигателем) и приводимые во вращение от вала обслуживаемого ими насоса непосредственно или через передачу, по способу соединения валов насоса и двигателя - моноблочные и насосы, валы которых опираются на собственные подшипники, и т. д. Они надежны в работе, обладают самовсасыванием и имеют большую высоту всасывания, после запуска быстро выходят на режим.
Параметры и характеристики вихревых и водокольцевых насосов
Коэффициент быстроходности вихревых насосов находится в пределах 10-40 и в отдельных случаях может быть ниже. Подача вихревых насосов лежит в пределах 0,0002-0,012 мэ/с, а напор 100-2500 Дж/кг при скорости вращения рабочего колеса 150-300 рад/с. КПД вихревых насосов невелик и составляет 0,3-0,5. Вид напорной характеристики представляет собой зависимость, близкую к прямой (рис. 4.3), а отклонение от прямой в ту или иную сторону обусловливается принятыми конструктивными особенностями насоса. Так, увеличение числа лопастей рабочего колеса до 40-50 приводит к увеличению напора насоса, а увеличение числа лопастей более 40-50 снижает напор и КПД, так как увеличивается стеснение потока на входе. Применение в насосе рабочего колеса с наклоненными лопастями вызывает снижение напора и смещение оптимального режима в зону меньших подач. Следовательно, наклоном лопасти можно менять форму напорной характеристики вихревого насоса.
По технико-экономическим показателям насосы закрытого типа имеют следующие преимущества перед насосами открытого типа: более крутую напорную характеристику и в 1,5-3 раза больший напор при одинаковых окружных скоростях рабочего колеса, лучшую всасывающую и самовсасывающую способность, больший КПД: 30-50% против 20-40 % для насосов открытого типа (рис. 4.4).
Для расчета параметров вихревого насоса существует ряд методик, предлагаемых различными авторами [5, 6]. Практически все методики используют в какой-то степени экспериментальные данные, полученные при испытании вихревых насосов определенной конструкции. Поэтому наибольшее совпадение результатов расчета с экспериментом обеспечивается при проектировании геометрически подобных конструкций насосов. При изменении конструкции насоса уменьшается точность расчета.
Известно, что осевые и радиальные зазоры между рабочим колесом и корпусом значительно влияют на напор насоса. Во всех насосах зазоры делают минимальными. Следовательно, они не поддаются законам моделирования. Число лопастей рабочего колеса также не учитывается при моделировании. Это приводит к некоторому отклонению параметров моделируемого насоса от требуемых и вызывает необходимость введения поправочных коэффициентов. Экспериментально найденные соотношения между геометрическими размерами каналов колеса и корпуса рекомендуется выдерживать для получения максимального КПД насоса (см. рис. 4.1): h/D2 = 0,l ÷ 0,2; e/h = 0,35 ÷ 0,70; e/d = 0,4 ÷ 0,5; d/b = 0,8 ÷ 1,0.
Если подходящая модель отсутствует ориентировочный расчет вихревого насоса проводится на основании обобщенных опытных данных. При расчете насоса заданными являются подача Q, напор Н и геометрическая или вакуумметрическая высота всасывания. Кроме того, указываются параметры перекачиваемой жидкости.
Исходя из заданных параметров выбирают количество ступеней и частоту вращения вала насоса. Обычно считают, что в одной ступени при частоте вращения п = 2900 об/мин можно получить напор до 2000-2500 Дж/кг, а при п - 1450 об/мин - 800-1000 Дж/кг. Судовые насосы, как правило, выполняют одноступенчатыми.
Принимая кавитационный коэффициент быстроходности насоса С =110, из уравнения (2.36) находят критический кавитационный запас энергии Δhкр, а по формуле (2.33) - допустимую высоту всасывания, которая должна быть больше заданной геометрической высоты всасывания.
По параметрам ступени (подаче и напору) и принятой скорости вращения определяют коэффициент быстроходности насоса ns, который должен лежать в пределах 10-40. По коэффициенту быстроходности находят коэффициент напора на расчетном режиме ψ0 = 2Н/u22. Приведенная ниже зависимость коэффициента напора от коэффициента быстроходности получена при обработке экспериментальных данных многих типов вихревых насосов закрытого типа:
ns: 20 25 30 35 40 35 50
ψ0: 2,6 3,15 3,1 2,8 2,7 2,65 2,6
Далее по выбранному коэффициенту напора из предыдущей зависимости находят окружную скорость колеса u2 на наружном диаметре, а затем и наружный диаметр D2 = 60 u2 /(πn), где п - принятая ранее частота вращения вала. Затем определяют геометрические размеры каналов колеса и корпуса, пользуясь оптимальными соотношениями между этими размерами, представленными выше.
Экспериментально установлено, что напор вихревого насоса зависит от размеров рабочего колеса, а подача - от формы рабочего канала. Следовательно, рабочий канал, определяя подачу насоса, существенно влияет на его характеристику. Поэтому после нахождения геометрических размеров каналов колеса и корпуса рекомендуется оценить ожидаемую расчетную подачу насоса, воспользовавшись уравнением неразрывности. При этом учитывают только площадь боковых каналов корпуса, а скорость ориентировочно принимают равной половине окружной скорости колеса. Тогда будем иметь Qp = 2 (h + e)du2/2 = d(h + e)u2. Если полученная подача отличается от заданной, ее можно изменить, изменив площадь каналов корпуса. При этом следует учесть, что с увеличением площади поперечного сечения канала оптимальный режим работы насоса смещается в область больших подач, а напорная характеристика насоса становится более пологой. Кроме того, увеличение радиального вылета канала е при неизменной глубине боковой части канала d приводит к снижению не только развиваемого насосом напора, но и подачи, несмотря на то, что при этом увеличивается площадь сечения всех частей канала.
Каналы корпуса могут иметь не только прямоугольную, но полукруглую или грушевидную форму. Наибольшие КПД и напор имеет насос с полукруглой формой сечения канала, однако характеристики насоса получаются при этом очень крутые. С эксплуатационной точки зрения предпочтительной является прямоугольная форма сечения канала, так как в этом случае напор и мощность с уменьшением подачи возрастают не столь сильно, как при полукруглом сечении. Канал с прямоугольной формой сечения обеспечивает больший коэффициент напора и лучшую всасывающую способность, чем с грушевидной формой. Острые углы прямоугольного сечения канала рекомендуют скруглять для уменьшения потерь, но при этом при расчете подачи насоса необходимо учитывать уменьшение площади сечения.
Число лопастей рабочего колеса z определяют по полученному наружному диаметру колеса, предварительно оценив шаг расположения лопаток t, который находят из оптимальных геометрических соотношений (t ≈ d): z = nD2 /t. Полученную величину округляют до целого числа и корректируют шаг. У выполненных конструкций рабочих колёс обычно z = 30 ÷ 40.
Расчет заканчивают определением мощности, потребляемой насосом, для чего используют известную формулу (см. с. 22) для нахождения мощности насоса. Оценку входящего в нее КПД насоса следует произвести по приводимым в каталогах насосам.
На напор, развиваемый вихревым насосом, оказывает влияние длина перемычки. Увеличение длины перемычки уменьшает длину рабочего канала насоса и уменьшает его напор, а уменьшение — увеличивает протечки между напорным и всасывающим патрубками, понижая объемный КПД насоса. Оптимальной является длина перемычки, обеспечивающая перекрытие двух межлопастных каналов, т. е. величина, составляющая около (2,0÷2,5) t.
Водокольцевые насосы по принципу действия относятся к объемным насосам. Поэтому их подача будет определяться изменением объема рабочих камер за единицу времени, умноженному на объемный КПД. Создаваемый ими напор зависит от конструктивного исполнения насосов, частоты вращения ротора, принятых в конструкции зазоров