3.3.3. Отводящие устройства насосов

Отвод жидкости от колеса осуществляется различными конструкциями отводящих устройств, которые должны:

• обеспечить осесимметричный поток на выходе из рабочего колеса, создавая условия установившегося относительного движения жидкости в колесе;

• погасить момент скорости и преобразовать кинетическую энергию потока, выходящего, из колеса, в энергию давления с отводом потока к выходному патрубку или следующей ступени многоступенчатого насоса.

Отводы выполняют двух типов: лопаточные и спиральные.

Спиральный отвод (рис. 75) состоит из спиральной части (спирали) и диффузора. Спираль осуществляет сбор жидкости, выходящей из рабочего колеса, с минимальными гидравлическими потерями, а также производит некоторое преобразование динамического напора в статический.

Проходные сечения спиральной части отвода определяют из условия обеспечения заданного расхода и закона изменения скорости:

.

Дифференциальное уравнение подачи жидкости в спирали имеет вид

.

Расход через любое радиальное сечение

.

Заменяя , представляют расход в виде

.

Определяют начальные радиус и ширину спирали :

–1,05)∙R₂; –0,05)∙D₂.

Закон изменения боковых стенок спирали задается на основе конструкции выполненных насосов с высоким КПД. Угол  стенки спирали плавно изменяется в зависимости от угла охвата спирали  и достигает в конечном сечении 35–45 (рис. 75). Данные расчета сводят в табл. 1.1.

Таблица 1.1

Номер точки	Параметр

П о данным табл. 1.1 строят график в пределах от Q = 0 до Q = Q₃₆₀ (рис. 76). Отрезок Q = Q₃₆₀, отложенный по оси абсцисс, делят обычно на восемь равных частей. Это будет соответствовать Q₄₅, Q₉₀ и т. д. При условии, что последнее (восьмое) сечение частично загромождено зубом спирали, фактически оно расположено не на радиусе а на радиусе Отрезок Q₃₆₀ смещают вправо и по пересечению вертикали Q₃₆₀ = const c кривой Q=f(r) определяют радиус r₃₆₀ выходного сечения спирали. Радиусы остальных сечений находят как точки пересечения Q=const с кривой Q=f(r). Полученные контуры сечений гидравлически несовершенны, поэтому цилиндрический внешний контур заменяют плавной криволинейной поверхностью так, чтобы

,

где , – радиусы расположения центров тяжести площадей и (рис. 76).

Расчет диффузора спирального отвода (рис. 75) состоит в определении оптимальных значений его параметров, к которым относятся расширения n, угол расширения  и длина l.

Степень расширения

,

где F – площадь выходного сечения диффузора.

Диаметр выходного сечения диффузора

.

Если даже сечения диффузора не круговой формы, их площадь берут как у кругового конического диффузора с углом расширения  = 8°.

Длина диффузора

,

где – приведенный диаметр, соответствующий диаметру такой площади, которая эквивалентна площади спирального канала, и определяется по

формуле

.

Лопаточный отвод (рис. 77) содержит направляющие каналы, обратные каналы и участок поворота из направляющих в обратные каналы.

Направляющие каналы состоят из спиральной части, предназначенной для сохранения осесимметричного потока за колесом, и диффузора, в котором кинетическая энергия преобразуется в энергию давления.

Расчет спиральной части отвода

Из условия постоянства момента скорости спиральная часть должна строиться согласно уравнению логарифмической спирали:

,

где – радиус начальной окружности направляющих лопаток;

r и  – текущие значения радиуса и центрального угла сечений лопатки; – угол потока при поступлении на лопатки отвода.

Многочисленными исследованиями установлено, что замена логариф-

мической спирали дугой круга не оказывает какого-либо влияния на энергетические качества ступени насоса.

С целью уменьшения радиальных размеров отвода угол установки направляющей лопатки следует выбирать порядка 2–3 °. Сохранение экономичности и стабильной формы напорной характеристики зависит от выбора толщины входной кромки направляющей лопатки отвода.

Известно /5/, что в решетках с достаточно толстыми лопатками возрастание потерь энергии в зависимости от угла атаки происходит менее интенсивно, чем с тонкими лопатками. Поэтому можно предположить, что при более толстой входной кромке направляющей лопатки отвода, обтекаемой при больших углах атаки, плавное нарастание потерь энергии будет способствовать стабилизации формы напорной кривой. Однако более толстая лопатка может увеличить величину потерь энергии и уменьшить КПД насоса на оптимальном режиме работы, что неприемлемо.

Основываясь на экспериментальном материале, а также на данных по подобным насосам, толщину входной кромки лопатки отвода следует выбирать в пределах

–0,029)∙D₂, (3.11)

где – наружный диаметр рабочего колеса.

Большее значение коэффициента в формуле (3.11) определено из условия сохранения высокой экономичности, а меньшее обусловлено прочностью и необходимостью получения стабильной формы напорной характеристики.

Число лопаток отвода выбирают из условия получения необходимых параметров диффузора, предполагая обеспечение минимальных размеров отвода при его высоких гидравлических качествах.

Кроме того, число лопаток имеет важное значение при формировании требуемой закрутки на входе в колесо следующей ступени. Опыт проектирования лопаточных отводов насосов показывает, что обеспечение указанных условий достигается при 6–8 лопатках.

Расчет диффузора и обратных каналов

Расчет диффузора сводится к выбору его основных параметров: входного сечения, угла расширения, степени расширения и длины.

Входное сечение диффузора обычно рекомендуется выполнять квадратным. Однако даже значительные отступления от квадратной формы входного сечения , как показывают исследования, не приводят к заметному увеличению гидравлических потерь. Для насосов рассматриваемого типа рекомендуется – , что соответствует отношению .

В общем балансе потерь ступени на диффузор приходится порядка 10–12 %.

Величина гидравлических потерь незначительна для такого гидравлически сложного элемента, как диффузор, и его совершенство объясняется тем, что при проектировании этому элементу отвода уделяется повышенное внимание.

Площадь входного сечения диффузора, величина которой наряду с рабочим колесом определяет режим работы насоса:

,

где и – скорость на входе в диффузор и число направляющих каналов.

Скорость на входе в диффузор

. (3.12)

Коэффициент , определяет пропускную способность отвода; для насосов с –260 может быть представлен в виде

.

Угол расширения диффузора рекомендуется принимать в следующих пределах: для плоских диффузоров 10–12°; для пространственных – 6–8°

( в плане и в перпендикулярной плоскости).

Наиболее рациональной схемой движения жидкости в отводе следует считать такую, при которой в диффузоре скорость снижается до значения . Такая схема обеспечивает полное преобразование скоростной энергии в давление в диффузоре.

Исходя из этой схемы степень расширения диффузора

,

где определяют согласно формуле (3.12), a на входе в колесо – по формуле С. С. Руднева:

.

В зависимости от коэффициента быстроходности степень расширения может быть представлена в виде

, (3.13)

где большее значение коэффициента соответствует ₀ = 0,08, а меньшее – ₀ = 0,1.

Вычисленная по (3.13) степень расширения диффузора (рис. 78) при выбранном угле расширения однозначно определяет длину диффузора, а при

известном угле установки направляющей лопатки, числе лопаток и форме входного сечения диффузора – и наружный диаметр отвода.

Выполнение указанных рекомендаций по выбору параметров диффузора обеспечивает получение радиальных размеров, характеризуемых отношением наружного диаметра отвода к диаметру входного отверстия колеса: D₄ / D₀  1,5. Для уменьшения радиального размера отвода, а значит, и насоса в целом до D₄ / D₀  1,35 при сохранении его высокой экономичности наряду с выбором малых углов установки направляющей лопатки следует

применять ступенчатый диффузор (рис. 79). Начальный участок такого диффузора выполняется с углом расширения 6–8°, а конечный – порядка 20°. Длину конечного участка следует выбирать в пределах (0,15–0,4). На рис. 79: – полная длина диффузора; угол расширения конечного участка равен 15–20°. При этом большей длине конечного участка соответствует меньший угол расширения.

Согласно упомянутой выше схеме движения жидкости в отводе поворот потока должен выполняться при скорости, приблизительно равной  . Однако из-за сложности течения на этом участке действительная скорость на нем практически не может быть определена.

Поэтому площадь на повороте целесообразно характеризовать отношением площади «в свету» к площади на выходе из диффузора, т .е. / .

На основе опытных исследований и проектирования отводов насосов с рекомендуют принимать /  1,0–1,1.

Основное назначение обратных каналов – обеспечить с возможно минимальными потерями изменение средних скоростей от (на выходе из диффузора) до (на входе в колесо последующей ступени). Кроме того, форма и число каналов имеют существенное значение в обеспечении условий для получения стабильной формы напорной характеристики. Рекомендуемое число каналов −8 является оправданным и для получения стабильной формы напорной кривой.

Независимо от числа лопаток для обеспечения стабильной напорной характеристики лопатки обратных каналов следует доводить до втулки рабочего колеса.

Обратные каналы обеспечивают определенную закрутку потока на входе следующей ступени. При этом для создания (нулевая закрутка) недостаточно выходные концы лопаток направлять радиально.

Для создания требуемой закрутки обратные каналы следует проектировать так, чтобы формирование потока, подводимого к колесу, производилось еще в закрытой части канала (на радиусах, больших D₀ / 2).