Насосы и вентиляторы

Насосом называется гидравлическая машина для напорного перемещения жидкости по трубопроводам и гидравлическим системам в результате сообщения жидкости энергии (кинетической и потенциальной). Вентиляторы предназначены для подачи воздуха или других газов под давлением (обычно до 0,15 МПа). Струйные насосы представляют собой устройства для нагнетания (отсасывания) жидкой или газообразной среды, увлекаемой струей жидкости, пара или газа.

Работа насоса (вентилятора) характеризуется расходом, (подачей) ф жидкости или газа, напором (давлением) Н, к.п.д. г| и потребляемой мощностью N. Расходом (объемным или массовым) называется объем (масса) жидкости или газа, перемещаемый в единицу времени. Напор насоса (давление, развиваемое вентилятором) - это приращение удельной энергии потока жидкости при входе и выходе из насоса (вентилятора) .

По принципу действия насосы, применяемые на тепловозах, можно разделить на две группы: объемные, в которых жидкость перемещается за счет периодического изменения объема, занимаемого ею, и динамические, преобразующие механическую энергию, подведенную к лопастям насоса, в энергию перемещаемой жидкости.

К объемным машинам относятся поршневые, шестеренные, винтовые, роторно-поршневые насосы и роторные воздушные нагнетатели, применяемые для наддува дизелей.

По динамическому принципу работают лопастные центробежные и осевые насосы и вентиляторы.

Насосная установка (рис. 2.9) в общем случае представляет собой насос 3, всасывающий жидкость из расходного резервуара 5 по трубопроводу 4 и подающий ее по трубопроводу 2 в напорный резервуар 1. В насосной установке должна затрачиваться работа для подъема жидкости на геометрическую высоту 2, представляющую разницу уровней свободных поверхностей жидкости нижнего и верхнего резервуаров, на преодоление разности давлений р\ и рг в этих резервуарах, на сообщение кинетической энергии жидкости и на преодоление сил гидравлического сопротивления ЕЙпот трубопроводов. Затраченная энергия, отнесенная к единице массы жидкости, является полным напором насосной установки и в соответствии с уравнением Бернулли Рг - Р\

-^--ь £2лпот,

(2.36)

где р\ и р2 - давление в расходном и напорном резервуарах, Па; см и VI - скорости жидкости в контрольных сечениях на входе и выходе, м/с.

Напор как удельная работа в системе СИ измеряется в Дж/кг и может быть приведен к высоте столба жидкости, выраженной, например, в метрах водяного столба (единица измерения напора в метрах в 9,81 раза больше величины напора, выраженной в Дж/кг). Слагаемые уравнения (2.36) формально имеют размерность м2/с2, а по физическому смыслу выражают энергию, отнесенную к 1 кг жидкости: Дж/кг = НХ Хм/кг= (кг-м/с2Х (м/кг) =м2/с2).

Давление, развиваемое насосом, можно получить, если все составляющие уравнения (2.36) умножить на плотность р жидкости:

рёН = рёг + р2 - р! + Р 2 2 +

+ р£2/гпох.

Слагаемые этого уравнения имеют размерность давления Па (Н/м2) и выражают энергию (Дж) или (Н-м), отнесенную к единице объема (м3) жидкости.

Полезная мощность насоса (вентилятора) - это энергия, подводимая к перемещаемой жидкости (газу) в единицу времени:

вМН _ Яр

1000 1000'

(2.37)

Рис. 2.9. Схема насосной установки где М - массовый расход, кг/с (УИ = = <3р); Н - напор, м; С}-объемный расход, м3/с; р-давление, Па.

Объемные насосы. В объемных насосах перемещение жидкости осуществляется за счет вытеснения ее движущимся рабочим органом - поршнем или плунжером. При движении вытеснителя 7 (рис. 2.10, а) объем рабочей камеры 4 периодически изменяется, а полный цикл работы насоса состоит из хода всасывания и хода нагнетания. Во время хода поршня вправо в рабочей камере образуется разрежение, благодаря чему жидкость под действием атмосферного давления поднимается из резервуара 1 по всасывающему трубопроводу 2, проходит через открывшийся всасывающий клапан 3 и заполняет рабочую камеру 4. В течение хода поршня влево всасывающий клапан закрывается и жидкость вытесняется через нагнетательный клапан 6 в напорный трубопровод 5. У плунжерных насосов вместо поршня- диска применяется удлиненный цилиндр - плунжер; эти насосы создают давление до нескольких десятков МПа.

Расход жидкости не является постоянным в течение двойного хода поршня (плунжера). Объем жидкости, вытесняемый поршнем за одну секунду, <Эс = 1у, где V - скорость поршня; 1 - площадь поршня. Путь, пройденный поршнем от его мертвой точки, х = Я - #соэф, где # - радиус кривошипа; <р - угол поворота кривошипа.

Скорость поршня Ах „ . <1<р п . и = = к БШф - к Бтсро)

где со - угловая скорость (частота вращения) кривошипа.

Тогда секундный расход жидкости <Эс = 1#соз1пф.

На рис. 2.10, б изображен график геометрической подачи жидкости в зависимости от времени для одноплунжерного насоса, который показывает, что движение жидкости как в насосе, так и в трубопроводах неустановившееся. При большой длине напорного трубопровода, а значит, и при большой массе ускоряемой жидкости могут возникнуть большие давления, опасные для деталей насоса и самого трубопровода. С другой стороны, при ходе всасывания, в случае большой длины всасывающего трубопровода, необходимо иметь большое разрежение, что может привести к образованию пара между поршнем и жидкостью и, как следствие, к значительным ударам и толчкам в насосе. Для снижения пульсаций давления применяют многопоршневые насосы, насосы двойного действия, воздушные напорные колпаки.

Из графика (см. рис. 2.10, б) следует, что средний расход (^р значительно меньше максимального <Зтах, взятого по наибольшей ординате синусоиды.

В случае применения кулачкового привода плунжерного насоса могут быть получены различные, отличающиеся от синусоидального графики расхода в зависимости от выбора очертания рабочего профиля кулачка (на рис. 2.10, б показан трапецеидальный график - штриховая линия).

Если частота вращения кривошипа (кулачка) насоса выражена числом оборотов в минуту п, то теоретический объемный расход жидкости дт = (л^2/4)5/г/60 = 1г5«/60(м3/с), где произведение соответствует объему жидкости, перемещаемому за один ход плунжера.

Действительный расход поршневого (плунжерного) насоса всегда меньше теоретического в связи с перетеканием жидкости из полости нагнетания во всасывающую полость через зазоры между вытеснителем и гильзой цилиндра и уплотнения.

При определении мощности Л/н, необходимой для привода насоса, следует учитывать общий к.п.д. насоса т]„:

= - =---, (2.38)

4« Чт*ЧоЧг Рис. 2.10. Схема поршневого насоса (а) и график расхода <5 в зависимости от времени (б)

где т)мех - механический к.п.д., учитывающий потери энергии на преодоление сил трения (т)„ех = 0,85-;-0,95); 1}0 - объемный к.п.д., оценивающий снижение производительности насоса в связи с неполным использованием рабочего объема; зависит от конструкции насоса, износа его рабочих органов (п0 = = 0,8-г-0,98); т|г - гидравлический к.п.д., учитывающий потери энергии, затрачиваемой на преодоление гидравлического сопротивления клапанов и каналов насоса (т)г = 0,8-г-0,95).

Таким образом, значение полного к.п.д. поршневых (плунжерных) насосов оценивается величиной 0,6- 0,9.

Для обеспечения нормальной работы поршневых насосов особое значение представляет установление наибольшей ВОЗМОЖНОЙ ВЫСОТЫ 2ВС всасывания жидкости, которая определяется из выражения Рат - Pmir

(2.39)

где рат и pmin-величины абсолютного давления (Па) в напорной магистрали при пуске насоса и минимального давления при адиабатическом расширении воздуха за время хода всасывания; ЛВс - гидравлическое сопротивление (Дж/кг) всасывающего тракта насоса.

Если возможная высота всасывания жидкости поршневым насосом недостаточна для насосной установки, то необходимо заполнить всасывающий тракт путем перепуска жидкости из напорного трубопровода. Необходимо иметь в виду также, что пуск насоса и его работа при перекрытом напорном трубопроводе не допускаются во избежание поломок насоса и гидравлической системы.

В тепловозостроении плунжерные насосы высокого давления применяются для подачи дизельного топлива в цилиндры двигателя.

Неравномерность движения жидкости, присущая поршневым насосам, сравнительно небольшая производительность и необходимость постоянного ухода в условиях эксплуатации ограничивают их применение в гидравлических системах тепловозов.

Шестеренные и винтовые насосы.

Насосы, работающие по объемному принципу, имеют непрерывное вращательное движение рабочих органов - вытеснителей, осуществляющих как перемещение, так и отсечку подаваемого объема жидкости. Рабочие органы насосов этого типа полностью уравновешены, что позволяет использовать привод с более высокой частотой вращения и, следовательно, уменьшить массу и габаритные размеры насосов.

Для вытеснения жидкости в шестеренном насосе (рис. 2.11, а) используется пара одинаковых шстерен 1 и 5, находящихся в зацеплении и имеющих малые зазоры (измеряемые десятыми долями миллиметра) между их поверхностями и корпусом 2. Процесс перемещения жидкости происходит при вращении шестерен; при этом объемы жидкости, находящиеся между зубьями (во впадинах) поступают из области всасывания В в полость нагнетания Н.

Со стороны полости нагнетания на участке зацепления зубьев часть объема жидкости, находящейся во впадинах, вытесняется зубьями шестерен, благодаря чему давление перемещаемой жидкости увеличивается. Для предохранения насоса и напорного трубопровода, подключенного к полости нагнетания от превышения давления жидкости сверх допустимого (например, при увеличении вязкости жидкости от снижения температуры), устанавливают предохранительный клапан 4, который при определенном давлении преодолевает усилие затяжки пружины 3 и перепускает часть жидкости из полости нагнетания в полость всасывания.

Шестеренные насосы могут создавать значительные давления, поэтому во избежание поломок элементов необходимо перед пуском насосов открыть соответствующие вентили и краны.

Объем (м3/с), вытесняемый из впадин двух шестерен с числом зубьев 2 и частотой вращения п (об/мин) в единицу времени (с), определяется из выражения С}с = 2гЬ1п/Ь0, где f - площадь рабочей части зуба (приближенно подсчитывается как

f = л^ , здесь Б - диаметр начальной окружности шестерни); Ь - ширина шестерни.

При определении действительной производительности необходимо учитывать объемные потери (утечки жидкости через торцовые и радиальные зазоры), оцениваемые объемным к.п.д. Чо = 0,8-0,9. Мощность, потребляемая шестеренными насосами, определяется по формуле, аналогичной для мощности поршневых (плунжерных) насосов. Общий к.п.д. находится в пределах 0,6-0,75.

Шестеренные насосы, так же как и поршневые, имеют неравномерный (пульсирующий) расход; пульсации уменьшаются с увеличением чисел зубьев шестерен. Шестеренные насосы с внешним и внутренним зацеплением нашли широкое применение в масляных и топливных системах тепловозов.

При работе шестеренных насосов объем, заключенный между зубьями вращающихся шестерен, сначала уменьшается, а затем увеличивается (см. рис. 2.11, б). При расширении объема, занимаемого жидкостью, образуется глубокий вакуум, способствующий выделению воздуха из жидкости, что приводит к ее вспениванию и снижению эффективности работы как насоса, так и гидросистемы в целом. Это является недостатком таких насосов. Для уменьшения этого вредного явления в ряде тепловозных насосов применяют ко-созубые или шевронные шестерни, что одновременно уменьшает и неравномерность расхода, поскольку разные участки зуба находятся в разных фазах зацепления.

Винтовые насосы. По сравнению -с шестеренными насосами эти насосы имеют следующие преимущества: равномерность расхода жидкости и отсутствие пульсации давления; постоянство объема жидкости, находящейся между рабочими органами-вытеснителями; отсутствие вспенивания жидкости (что весьма важно при перекачивании дизельного масла и топлива); высокий к.п.д. (0,8-0,85); бесшумность и плавность работы. В винтовом насосе (см. рис. 2.11, в) вытеснителями жидкости являются два или более винтов. Ведущий винт 7 находится в зацеплении с ведомыми винтами 8 и 9, имеющими противоположное направление нарезки по сравнению с ведущим винтом. Резьба винтов представляет собой сложный криволинейный профиль, наружный контур которого с весьма малым зазором охватывается корпусом 6. Жидкость, поступающая из полости всасывания В, заполняет впадины, образуемые винтовой нарезкой, и перемещается в осевом направлении на величину шага за один оборот ведущего винта. Нагнетаемая жидкость переходит в полость Н, а затем в напорный трубопровод.

Теоретический расход жидкости винтового насоса в течение одного оборота ведущего винта соответствует объему впадин на длине одного шага. При частоте вращения ведущего винта п теоретическая производительность винтового насоса определяется так:

где - площадь расточки корпуса под винты; \' и \" - площадь поперечного сечения ведущего и ведомых винтов (определяется по геометрическим параметрам резьбы); 1- шаг винта.

Величина (Р - \' - \") t показывает объем жидкости, вытесняемой в течение одного шага ведущего винта.

Винтовые насосы применяются в гидросистемах отечественных и зарубежных тепловозных дизелей для подачи топлива и масла. Недостатком насосов этого типа является сложность технологии изготовления винтов.

Роторно-лопастные насосы. Насосы действуют по принципу вытеснения объема перемещаемой жидкости, имеют сравнительно невысокие величины давления и расхода и применяются для обеспечения функционирования системы смазки вспомогательных агрегатов тепловозов (редукторов, компрессоров и др.). В расточку корпуса 1 (рис. 2.12) с некоторым эксцентриситетом е помещен ротор (валик) 2, в прорезь которого вставлены лопасти 3, разжимаемые изнутри пружиной 4. При вращении ротора жидкость, проходящая из полости всасывания В и заполняющая серповидную полость С, перемещается нижней лопастью в направлении стрелки и затем вытесняется в полость нагнетания Н. Приращение давления жидкости происходит за счет уменьшения объема части серповидной полости, прилегающей к стороне нагнетания. Величину расхода роторно-лопастного насоса за один оборот валика можно установить (при известной ширине лопасти) как разницу объема, образуемого расточкой корпуса и объема, занимаемого ротором и лопастями.

Схема роторно-лопастного насоса
Рис. 2.12. Схема роторно-лопастного насоса

Аксиально-поршневые насосы. В качестве вытеснителей эти насосы (рис. 2.13, а) имеют поршни (плунжеры) 3, совершающие возвратно поступательное осевое (или аксиальное) движение в блоке цилиндров 5, приводимом в движение от двигателя ведущим валом 9 и карданным валиком 8.

Для получения возвратно-поступательного движения поршней оси вращения ведущего вала и блока цилиндров пересекаются под некоторым углом у (обычно не более 30°).

Ведущий вал и блок цилиндров вращаются в корпусе 1; механическая энергия от вала 9 передается через сферические шарниры 7, штоки 6 и шарниры 2 поршням 3, которые за один оборот блока совершают ход всасывания и нагнетания. Жидкость подводится к цилиндрам и отводится от них через специальный торцовый распределитель и крышку 4.

Теоретический расход жидкости где ^ц и 5-диаметр и ход поршня, м; 2и - число поршней в блоке цилиндров; 1-1- площадь поршня, м2 (/7==л^ц/4); 00 - диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке, м; п - частота вращения ведущего вала, об/мин.

Аксиально-поршневая гидромашина:
Рис. 2.13. Аксиально-поршневая гидромашина:

а- схема гидронасоса; б - схема передачи усилия от поршня к валу гидромотора Мощность, необходимая для привода насоса, находится из выражений (2.37) и (2.38).

Значения к.п.д. насоса г|н = 0,88-т--т-0,92; объемного к.п.д. аксиально-поршневых насосов г|0 = 0,95-г-0,98.

Расход жидкости в аксиально-поршневых насосах сравнительно небольшой, значения скоростей движения жидкости по трубопроводам составляют 3-5 м/с, однако развиваемые давления достигают более 10 МПа. Это обстоятельство позволяет использовать аксиально-поршневые гидромашины в качестве гидродвигателей, которые преобразуют энергию давления подводимой к ним жидкости в механическую энергию. Для передачи энергии на небольшие расстояния используют так называемые обратимые гидромашины, одинаковые по принципу действия и конструкции и связанные между собой трубопроводами. Одна из машин является гидронасосом и преобразует механическую энергию в энергию давления жидкости, а другая - гидромотор или гидродвигатель - испытывает воздействие этого давления и преобразовывает его в механическую энергию (необходимую, например, для привода вспомогательных агрегатов тепловозов).

Из схемы (рис. 2.13, б) видно, что усилие, воспринимаемое поршнем от жидкости, передается через шток на сферический шарнир, к которому приложена результирующая сила 1?, дающая составляющие: осевую Р0<

и радиальную Ррад, воспринимаемые подшипниками и корпусом гидромашины, и окружную составляющую, образующую на плече г вращающий момент, передаваемый приводимому агрегату.

Преимуществом аксиально-поршневых гидродвигателей является способность передавать значительную мощность при малых массе и габаритных размерах (масса, приходящаяся на 1 кВт передаваемой мощности, около 5-6 кг/кВт). К недостаткам следует отнести высокую стоимость, связанную с особенностями технологии изготовления, и сложность ремонта.

Лопастные центробежные и осевые насосы и вентиляторы. В лопастных насосах происходит силовое взаимодействие вращающихся лопастей и частиц жидкости, приводящее к изменению скорости жидкости при одновременном протекании ее через рабочее колесо. При взаимодействии лопастей с жидкостью происходит увеличение кинетической энергии потока и ее потенциальной энергии давления. К центру рабочего колеса 1 центробежного насоса (рис. 2.14, а) подводится жидкость через подводящий патрубок 2. Под действием вращающихся лопастей 3 жидкость движется от центра к периферии и далее - по неподвижной спиральной камере 4 поступает в нагнетательный патрубок 5. В процессе движения в полости рабочего колеса жидкость Рис. 2.14. Центробежный насос:

а - схема; б- параллелограммы скоростей движения жидкости совершает сложное движение: переносное (вращательное) и относительное (вдоль каналов, ограниченных соседними лопастями). Абсолютное движение жидкости, рассматриваемое относительно неподвижного корпуса насоса, является суммой переносного и относительного движений. На рис. 2.14, б показаны параллелограммы скоростей частицы жидкости, находящейся вблизи лопатки при входе в рабочее колесо и выходе из него. Векторы скоростей и их проекции имеют цифровые индексы 1 и 2, соответствующие входу и выходу.

Векторы и и № представляют окружную и относительную скорости. Вектор абсолютной скорости С имеет проекции: Си - окружная составляющая и Сг - радиальная составляющая. Угол ос находился между направлением векторов абсолютной и окружной скоростей.

Таким образом, вектор абсолютной скорости С частиц жидкости является суммой векторов относительной скорости # (при движении вдоль лопасти) и вращательной (окружной) скорости 0, т. е. С - = № + и.

Момент сил, действующих на частицы жидкости массой т в рабочем канале насоса при движении по средней струйке от входа к выходу,

Энергия, подводимая от рабочего колеса насоса к жидкости, равна работе, совершаемой моментом М, т. е.

Теоретический напор колеса как удельная энергия, сообщаемая единице массы жидкости, H,={CU2U2-CulUi).

Это уравнение было получено впервые академиком Российской Академии наук Леонардом Эйлером в 1755 г. и называется его именем.

При определении действительного напора, развиваемого насосом, учитывается конечное число лопастей рабочего колеса и гидравлический к.п.д. насоса: Я = ^т)гЯт, где р,- коэффициент, учитывающий конечное число лопастей, \i < 1,0; % - гидравлический к.п.д. насоса, г[г = 0,8 -f--f-0,95. Теоретический расход центробежного насоса определяется радиальной составляющей абсолютной скорости СГ2 и площадью 1 живого сечения рабочего колеса на выходе из насоса: QT = fCr2 = 2nRib2C2s'ma.2, где Ь2- ширина рабочего колеса на выходе.

Полный к.п.д. центробежных насосов находится в пределах 0,7-0,8.

Лопастные насосы в связи с малой высотой всасывания должны заполняться жидкостью при пуске.

Для подобных режимов работы лопастных насосов, имеющих геометрически подобные рабочие колеса, производительность пересчитывается по формуле Qi/Q2 = «i/rt2(Di/D2)3, где D\ и Dî - диаметры двух рабочих колес. Эта зависимость получается из условий подобия параллелограммов скоростей: С ~ и~ пБ, кроме того, ф~С7~п002 = 1г03.

Напор при подобных режимах работы согласно уравнению Эйлера зависит от квадрата произведения частоты вращения на диаметр: #|/#2 = =[п10\/(п202)}2, так как теоретический напор насоса Ят~я2£>2.

Мощность насосов изменяется в соотношении поскольку N ~р<2# ~ п03п2й2р = = рп3Д5

Характеристики лопастных насосов представляют собой графическую зависимость напора Я насоса от расхода О, жидкости. С учетом гидравлических потерь энергии, которые пропорциональны квадрату скорости, а следовательно, и квадрату расхода О2, может быть построена характеристика сети, показывающая требуемый для подъема жидкости и преодоления сопротивления сети напор насоса, определяемый суммой Яс = = #тр = #г-4-#св4-.г<22, где Яг и Ясв- геометрический и свободный напоры; г - общий коэффициент сопротивления трубопроводов. Для определения устойчивого режима работы насоса на его характеристику наносят характеристику сети (рис. 2.15, а); точка пересечения этих характеристик называется рабочей точкой для данной сети. При регулировании дросселированием (задвижкой) происходит увеличение потерь напора (рис. 2.15, б), характеристика смещается из точки А в точку А', производительность насоса при этом уменьшается, а мощность, потребляемая насосом, увеличивается.

При регулировании изменением частоты вращения рабочего колеса происходит смещение характеристики насоса (рис. 2.15, в) вверх еСЛИ П2> П), ИЛИ ВНИЗ, еСЛИ Пз<П|;

точки совместной работы насоса и сети определяются точками пересечения полученных новых характеристик насоса с характеристикой сети.

Осевые гидравлические машины. Эти машины отличаются от центробежных тем, что движение потока жидкости у них направлено вдоль оси рабочего колеса. Для уменьшения явления закручивания потока жидкости за рабочим колесом у осевых гидромашин применяют спрямляющие аппараты, устанавливаемые на выходе потока из рабочего колеса.

На рис. 2.16, а показана схема осевого насоса, в корпусе 1 которого вращается рабочее колесо 2, имеющее в центральной части обтекатель 4 для снижения потерь энергии жидкости при входе. За рабочим колесом установлены лопасти неподвижного спрямляющего аппарата 3.

Из треугольников скоростей (см. рис. 2.16, б) видно, что окружные скорости при входе и выходе равны, тогда статический напор жидкости в рабочем колесе повышается только за счет изменения скорости отно-

Характеристики насоса:
Рис. 2.15. Характеристики насоса:

а - совместная работа иасоса и сети {11 0_~ зависимость напора насоса от расхода, Не-О,- характеристики сети); б - регулирование дросселированием; в- регулирование изменением частоты вращения

Схемы вентиляторов:
Рис. 2.17. Схемы вентиляторов:

а - центробежный; б- осевой; в - поток при различных углах атаки; г - холодильника тепловоза 2ТЭ116 и характеристики вентиляторов при последовательном (5) и параллельном (е) включениях СИТеЛЬНОГО ДВИЖеНИЯ, Т. е. gHc^ =

=(№?- и^1)/2. С целью регулирования мощности осевых гидромашин лопасти рабочего колеса или направляющего аппарата могут выполняться поворотными, что обеспечивает изменение производительности машины в широком диапазоне.

Рабочие колеса осевых насосов характеризуются высокой быстроходностью и имеют в отличие от центробежных колес широкие лопасти и малые значения отношения диаметра выхода к диаметру входа, которые находятся в пределах 0,8- 1,0 (у центробежных колес это отношение в диапазоне 1,5-3). В связи с этим осевые насосы способны создать большие расходы при сравнительно невысоких значениях напоров.

Центробежные и осевые вентиляторы. Вентиляторы - это гидравлические машины для перемещения воздуха. К кожуху 1 центробежного вентилятора (рис. 2.17, а) по всасывающему патрубку 2 через лопастной направляющий аппарата воздух подводится к рабочему колесу 4, имеющему простые, непрофилиро-ванные лопасти 5, загнутые в сторону вращения. При работе колеса создается разрежение и воздух, поступающий из всасывающего патрубка, изменяет направление движения при входе в рабочее колесо на 90°, захватывается лопастями, получает приращение давления и покидает полость вентилятора. Давление, развиваемое вентилятором, характеризуется коэффициентом давления р = р/р[)1 (где р - плотность воздуха). Коэффициент давления у различных центробежных вентиляторов находится в диапазоне 0,5-1,5 и зависит от числа и формы лопастей.

Для осевых вентиляторов р<0,5. Параметры работы центробежных и осевых вентиляторов описываются такими же уравнениями, как и для центробежных и осевых насосов, в связи с одинаковым принципом действия. 2*

Центробежные вентиляторы с лопастями, загнутыми по направлению движения (см. рис. 2.17, а), создают больший напор и расход воздуха, чем такие же вентиляторы с другими формами лопастей. Центробежные вентиляторы широко используются на тепловозах для подачи воздуха, охлаждающего тяговые электрические машины и аппараты.

Осевые вентиляторы (рис. 2.17, б) имеют простое устройство: к барабану 1 прикреплены лопасти 2, вращающиеся внутри воздуховода 3, играющего роль кожуха. Воздух при проходе рабочего колеса не изменяет направления движения; поток в пределах рабочего колеса имеет сложный пространственный характер; скорости и давления значительно изменяются по длине лопастей. Поэтому лопастям рабочего колеса придают специальную форму и профиль с целью получения наибольшего эффекта при их использовании, т. е. чтобы гидравлические сопротивления, которые зависят от формы и размеров лопасти, были бы возможно меньшими.

Контур профиля (на рис. 2.17, в показана развертка части рабочего колеса) очерчивается плавными кривыми; с целью уменьшения потерь энергии потока входная кромка выполняется утолщенной и закругленной, а выходная кромка должна быть по возможности тонкой (толщина ее определяется условиями прочности).

На характер работы лопастного колеса существенное влияние оказывает так называемый угол атаки, измеряемый как угол между касательной к средней линии лопасти на входе и направлением набегающего потока (см. рис. 2.17, в). Угол атаки может быть положительным ( + 0. если поток набегает с рабочей стороны лопасти, и отрицательным (- 0. если поток направлен к тыльной (нерабочей) стороне лопасти.

Угол атаки изменяется при изменении режима работы (например, расхода) рабочего колеса. При больших положительных углах атаки происходит отрыв потока преимущественно с тыльной стороны лопасти, при больших отрицательных углах атаки появляется вихревая зона с рабочей стороны лопасти. Наличие вихревых зон приводит к значительным потерям энергии потока. Оптимальное значение углов атаки зависит от изгиба профилей и находится в диапазоне ,■=( -4ч-+4°С).

Осевые вентиляторы способны создавать большие расходы, в связи с этим они применяются на тепловозах для пропуска большого количества воздуха через охлаждающие устройства дизелей и в системах централизованного воздухоснабже-ния для охлаждения тяговых электрических машин. К.п.д. осевых вентиляторов, имеющих пространственные (закрученные) лопасти, на 15-20 % выше к.п.д. вентиляторов с непрофи-лированными и незакрученными лопастями и составляет 0,7-0,85. На величину к.п.д. влияет также зазор А (см. рис. 2.17, б) между торцами лопастей и внутренними стенками, величина которого составляет около 1 % длины лопасти.

Параллельная и последовательная работа вентиляторов. В охлаждающих устройствах ряда тепловозов применяется несколько совместно работающих вентиляторов, что дает возможность осуществлять изменение расхода воздуха путем их отключения. На рис. 2.17, г представлена схема расположения четырех мотор-вентиляторов 2 тепловоза 2ТЭ116 в холодильной камере 1; лопасти 4 присоединены к ротору 3 асинхронного электродвигателя.

Абсциссы характеристики 1 (рис. 2.17, е), представляющей зависимость напора, развиваемого одним вентилятором от расхода воздуха, в случае параллельной работы вентиляторов суммируются; рабочая точка находится на пересечении суммарной характеристики 2 вентиляторов с характеристикой сети 3 (воздушного тракта холодильной камеры). Общая мощность совместно работающих вентиляторов равна сумме мощностей каждого вентилятора.

При последовательной работе вентиляторов суммируются ординаты характеристик 1 (рис. 2.17, д); рабочей точкой является пересечение суммарной характеристики 2 с характеристикой сети 3.

Регулирование работы вентиляторов осуществляют двумя способами: изменением характеристик вентиляторов и характеристик сети. В первом случае изменяют частоту вращения рабочего колеса вентилятора или угол установки лопастей (на тепловозах 2ТЭ121 применены поворотно-лопастные рабочие колеса вентиляторов). Во втором случае изменяют сопротивление сети с помощью жалюзи, заслонок, шиберов, однако этот способ менее экономичен.

⇐ | Движение жидкости по трубам | | Тепловозы: Основы теории и конструкция | | Техническая термодинамика | ⇒