книги / Рудничные вентиляторные и водоотливные установки

На рис. 56 показана зависимость Скр от коэффициента быстро­ ходности [2].

Нетрудно видеть, что ухудшение условия всасывания, например в многоступенчатых центробежных насосах, приводит к уменьшению величины Скр и к соответственно большему падению давления ha. Следовательно, давление р в потоке жидкости с тыльной стороны лопасти на входе в рабочее колесо можно определить по следующей формуле:

станет минимальным. Минимальное же давление в жидкости равно давлению парообразования рпара при данной температуре. Значе­ ния давления парообразования при различных температурах сле­ дующие:

Абсолютное давление жидкости при входе ее на лопасти рабочего колеса р может оказаться меньше давления парообразования при данной температуре, что приведет к появлению полостей, заполнен­ ных паром. При движении жидкости через проточную часть насоса эти пузырьки пара быстро конденсируются, когда входят в зону с более высоким давлением. Частицы жидкости, заполняющие полость конденсирующегося пузырька, движутся к его центру со

значительными скоростями. При внезапной остановке жидкости происходит местный гидравлический удар большой силы. Комплекс явлений, связанных с парообразованием внутри жидкости и после­ дующей конденсацией паровых пузырьков, сопровождающийся гид­ равлическим ударом, называется кавитацией.

Опоявлении кавитации можно судить по следующим признакам:

1)возникновению шума и вибрациям насоса, происходящим из-за

конденсации пузырьков пара в области повышенного давления;

2)резкому изменению эксплуатационных характеристик насоса.

Вмногоступенчатых насосах кавитация наблюдается только в первой ступени; поэтому изменение эксплуатационных характеристик у них выражено менее отчетливо по сравнению с одноступенчатыми насосами;

3)кавитационному разрушению материалов. Оно является след­ ствием главным образом механического воздействия при разрушении пузырьков пара (эрозия). Механическое разрушение защитной плен­ ки окислов приводит к интенсификации электрохимических процес­ сов коррозии. Кавитационное разрушение материалов есть резуль­ тат совместного действия эрозии и коррозии.

Все материалы в той или иной степени подвержены кавитацион­ ному разрушению. Более стойкими оказываются бронза и нержаве­ ющая сталь. К числу менее стойких материалов относится чугун. Чугун перлитного строения значительно более устойчив. Ударя­ ющаяся о стенку вода образует микроскопически мелкие углубления в местах пониженной сопротивляемости материала. Этим объясняется губчатая структура материала после разъедания.

Для предупреждения явления кавитации необходимо иметь определенный запас давления в потоке жидкости при входе на лопа­ сти рабочего колеса.

Мероприятия для предупреждения кавитации следующие:

1)уменьшение геометрической высоты всасывания, скорости движения воды и сопротивления во всасывающей линии;

2)установка насоса ниже уровня воды в колодце;

3)установка дополнительного, так называемого бустерного, насоса во всасывающей л и н и и главного насоса.

Максимальное значение геометрической высоты всасывания можно определить по формуле

вс,max

Допустимая высота всасывания должна быть на 15—20% меньше максимальной. Во многих случаях на эксплуатационных характе­ ристиках насосов (см. рис. 25) приводятся значения допустимой вакуумметрической высоты всасывания #52“ав в зависимости от по­

дачи, и, воспользовавшись выражением (107), можно определить

максимальное значение геометрической высоты всасывания. Обычно

вшахтных условиях Нъо = 4—5 м.

Вслучае использования высокооборотных насосов при сравни­ тельно больших подачах (например, насосов МС-300) для обеспече­ ния нормальных условий всасывания приходится использовать бустерный насос или располагать насос ниже уровня воды в водо­ сборнике.

§3. Силы, действующие на ротор насоса, и их уравновешивание

На ротор насоса действуют осевые и радиальные силы.

О с е в о е д а в л е н и е . При работе центробежного насоса возникают силы от осевого давления, достигающие во многих слу­ чаях значительных величин. На рис. 57 показана эшора давлений на левой и правой поверхностях рабочего колеса, а также эпюра разности давлений. На выходе из рабочего колеса давление равно р 2, на входе в него р г.

Рис. 57. Осевое давление в центробежной машине:

1 — эпюра давлений р л на левую поверхность рабочего коле­ са; 2 — эпюра давлений р п на правую поверхность колеса; 3 — эпюра разности давлений

Жидкость, находящаяся в пространстве между рабочим колесом и корпусом насоса, приходит во вращение с угловой скоростью, равной приблизительно половине угловой скорости вращения рабо­ чего колеса. Вследствие этого, как показано в § 10 главы II раздела второго, давление жидкости на наружные поверхности дисков рабо­ чего колеса изменяется в радиальном направлении по параболиче­ скому закону. Давления справа и слева в области от радиуса окруж­ ности выхода из рабочего колеса R 2 до радиуса переднего уплотне­ ния рабочего колеса R Y равны и уравновешены. В пределах от R T до радиуса вала i?Bдавление слева значительно меньше, чем справа! Эта разность давлений является причиной появления осевой силы, направленной в сторону входа в рабочее колесо. Величина силы от

осевого давления численно равна объему эпюры разности давлений и определяется следующим образом:

При износе уплотнений осевая сила Т может значительно увели­ читься (в отдельных случаях в 5—6 раз). Это объясняется измене­ нием закона распределения давления в области между рабочим коле­ сом и корпусом. При нормальном состоянии уплотнений в этой обла­ сти наблюдается вынужденное вихревое движение, а при аварийном износе уплотнений — свободно-вихревое движение.

На величину осевой силы оказывает влияние также неравномер­ ность торцовых зазоров между корпусом и рабочим колесом по его внешней окружности. Строго говоря, на величину силы от осевого давления влияет также изменение направления движения жидкости в проточной части рабочего колеса. Появляющаяся при этом сила мала по сравнению с силой, обусловленной разностью давлений на наружные поверхности дисков рабочего колеса.

Сила осевого давления, обусловленная изменением направления движения жидкости в проточной части колеса, может быть найдена

где с02 и с01 — соответственно средние значения осевой составляющей абсолютной скорости при выходе потока из рабочего колеса и при входе в него.

Так как жидкость на выходе из рабочего колеса имеет радиальное направление, то со2 = 0. Абсолютная скорость входа потока в рабо­

чее колесо с0 имеет осевое направление и поэтому с01 = с0. Следова­ тельно, уравнение (117) получит следующий вид:

Для многоступенчатого центробежного насоса суммарная сила от осевого давления пропорциональна числу ступеней и достигает значительной величины (до 15—20 Т).

Рис. 58. Схема уравновешивания осевых сил по принципу симметрии давлений:

а — рабочее колесо с двусторонним подводом воды; б — рабочее колесо с отверстия­ ми в заднем диске; в — встречное расположение рабочих колес

Уравновешивание осевого давления в многоступенчатых насосах с помощью упорных подшипников нерационально, так как послед­ ние получились бы очень громоздкими и их применение связано с большой потерей энергии.

Поэтому обычно используют гидравлические способы уравнове­ шивания осевого давления, что достигается:

1)на основе принципа симметрии распределения давления на поверхности рабочего колеса или ротора насоса в целом;

2)путем применения специальных разгрузочных устройств. Уравновешивание осевых сил на основе принципа симметрии

давления наиболее удачно осуществляется в рабочих колесах с дву­ сторонним подводом воды (рис. 58, а). Такие рабочие колеса часто, используют в одноступенчатых центробежных насосах.

В некоторых случаях для уравновешивания сил от осевого давле­ ния применяют рабочие колеса с отверстиями в заднем диске (рис. 58, б). Для уменьшения утечки жидкости через эти отверстия устанавливается заднее уплотнение на уровне переднего уплотнения рабочего колеса. Применение этого способа уравновешивания силы от осевого давления связано со сравнительно большими объемными и гидравлическими потерями энергии.

Широко распространенным способом уравновешивания сил от осевого давления в многоступенчатых насосах является встречное

расположение рабочих колес (рис. 58, в). Этот способ применяется главным образом в спиральных центробежных насосах (см. рис. 70), при этом обычно число рабочих колес выбирается четным. Однако имеются возможности обеспечить уравновешивание осевого давления за счет встречного расположения рабочих колес и при нечетном их числе. Для этого между ступенями насоса помещают уравновеши­ вающую втулку радиусом В ВТ (рис. 59). Соответствующим выбором радиуса втулки можно обеспечить уравновешивание осевого давле­ ния [34]. Такой способ нашел применение в зарубежной практике.

Рис. 59. Схема трехступенчатого центробежного насоса с уравновешивающей втулкой

При эксплуатации насоса в результате износа уплотнений, а так­ же при кавитационном срыве в первой ступени могут появиться дополнительные осевые силы, которые воспринимаются упорным подшипником.

В многоступенчатых секционных центробежных насосах (см. рис. 69) уравновешивание сил от осевого давления путем симметрич­ ного расположения рабочих колес сильно усложняет конструкцию и применяется редко.

Во всех рассмотренных случаях нельзя добиться полного уравно­ вешивания сил от осевого давления, и для восприятия остаточных осевых усилий предусматривается установка упорного или радиаль­ но-упорного подшипника.

В многоступенчатых секционных центробежных насосах уравно­ вешивание сил от осевого давления осуществляется с помощью раз­ грузочного диска (рис. 60), жестко закрепляемого на валу за рабо­

чим колесом последней ступени насоса. Между разгрузочным диском и неподвижной втулкой корпуса имеется осевой зазор. Левая полость разгрузочной камеры сообщается с последней ступенью насоса, а правая полость — с атмосферой. Через осевой зазор непрерывно циркулирует жидкость из последней ступени насоса в атмосферу. По обе стороны разгрузочного диска появляется разность давлений р 2 — ра. Разгрузочный диск подвержен действию осевой силы Р, направленной в сторону, противоположную силе от осевого давле­ ния на рабочие колеса Т Разгрузочный диск обеспечивает полное равновесие ротора при всех режимах работы насоса. При работе.

Рис. 60. Уравновешивание осевой силы с помощью разгрузочного диска

насоса быстро изнашиваются уплотнительные кольца К, поэтому их; обычно делают съемными.

При применении разгрузочного устройства обеспечиваются мини­ мальные габариты насоса в осевом направлении, резко снижается нагрузка на сальник со стороны нагнетания.

Недостатком этого способа уравновешивания сил от осевого

вес ротора в 5—10 раз, появляются в насосах со спиральными отво­ дами (см. рис. 68, 70) при подачах, отличающихся от оптимального режима их работы. Спиральный отвод не симметричен, и давления на выходе из рабочего колеса одинаковы только при оптимальном режиме работы насоса. При отклонении режима работы от оптималь­ ного нарушается симметрия в распределении давления в одинарном

потока в энергию давления. Таким образом, в этом случае в спираль­ ной камере возникает диффузорный эффект. При увеличении подачи насоса нарастание сечений спиральной камеры не пропорционально подаче на соответствующем участке дуги и в ней скорости нарастают от начального сечения к конечному, т. е. имеет место конфузорный эффект.

Величина радиальной силы F может быть определена по прибли­ женной эмпирической формуле А. И. Степанова [36]

D 2 — внешний диаметр рабочего колеса, м.

Рис. 61. Распределение давления:

а — в одинарном спиральном отводе; б — в двойном спираль­ ном отводе

Радиальная сила вызывает повышенный прогиб вала, что может привести к быстрому износу уплотнительных колец и поломке вала из-за усталости металла. Поломка вала чаще происходит в спираль­ ных насосах с двусторонним подводом жидкости, у которых сравни­ тельно большое расстояние между опорными подшипниками (см. рис. 68).

Для устранения радиальной силы применяют двойные спираль­ ные отводы (рис. 61, б), в которых поток разделяется на две равные части с помощью расположенной по спирали стенки [2].

§ 4. Конструктивные элементы центробежных насосов

Основными деталями насосов являются рабочие колеса, вал,