Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - Sidor ...
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
104
teknisk tidskrift
21 sept. 1929
spelar i allmänhet friktionen i boxarna den största
rollen. Den kan nog i allmänhet antagas vara prop.
mot axeldiametern, varvantalet och
uppfordringshöjden. För övrigt är den naturligtvis beroende av
boxarnas tilldragning och sålunda av en tillfällighet.
För stora pumpar får hela förlusten naturligtvis ej
uppgå till mera än 1 à 2 %, ty eljest skulle
oangenäma uppvärmningar inträda, Yid mycket små
pumpar, som ej skötas vidare sakkunnigt, kan givetvis
inträffa, att boxfriktionen blir större än den nyttiga
effekten. Man kan sålunda erhålla snart sagt vilka
värden som helst för denna förlustterm, vadan det för
konstruktören vid småpumpar blir en viktig uppgift
att utbilda tätboxarna så, att de fylla sin uppgift, men
ej orsaka större friktion mot axeln än nödigt är.
Jag vill nu genomföra några beräkningsexempel för
att visa användningen av ovan anförda
beräkningsmetoder.
Exempel 1. H = 30 m, Q = 60 m3/min.
Den nyttiga pumpeffekten är här 400 hkr. Om vi
göra pumpen dubbelsidigt sugande med 735 varv/min.
erhålla vi ns för vardera sidan 147,5. Med k — 1,3,
ju, = 0,7 och ett antaget ^ = 0,90 ger oss ekv. (6),
u2 = 24,7 m/sek., varav D = 0,644 m. Av fig. 2 se vi
att vi här i bästa fall kunna erhålla tjh — 0,91, vilket
dock endast i ringa mån skulle inverka å D. Av fig.
3 se vi att för vardera hjulsidan p ■ ws3 = Si 335, dvs.
p = 1,54 %. Yttre hjulfriktionen blir sålunda 3,08
hkr för vardera sidan eller totalt 6,16 hkr. Med
t]h = 0,91 blir den hydrauliska effekten å hjulaxeln
400 : 0,91 = 440 hkr, som med hänsyn till
spaltförlusten beräknad enligt ekv. (12) här ökas med ca.
1,07 %, dvs. med ca. 4,7 hkr. Anslå vi för boxar och
lager ca. 1,5 % eller 6,6 hkr blir totala effektåtgången
ca, 457,5 hkr och verkningsgraden 87,5 %. Denna
siffra torde väl även vara omkring den bästa, vartill
man med en dylik pump har utsikter att komma.
Exempel 2. H =50 m, Q = 1 200 lit./min.
Nyttiga effekten blir här 13,33 hkr. Om vi utföra
pumpen ensidigt sugande med 2 900 varv/min., blir
ns = 79,5. Antaga vi så rjh = 0,80 ger huvudekv.
m2 = 33,75 m/sek., varav D = 222,5 mm. Vi finna
att det antagna värdet å stämmer väl med fig. 2.
Av fig. 2 finna vi nu p ■ ns2 = 905, varav p = 0,144
eller yttre friktionen 1,92 hkr. För spaltförlusten ger
ekv. (12) en förlust av 3,7 % för ett tätningsställe,
7,4 % för tvenne tätningsställen, om axialtrycket
balanserats. Denna förlust representerar sålunda i
senare fallet, enär hydrauliska effekten i löphjulet
är 13,33 : 0,80 = 16,67 hkr, en effekt av 1,23 hkr. För
tätbox- och lagerfriktion torde här vara försiktigt
anslå 4 % av 16,67 hkr, dvs. 0,67 hkr, motsvarande ett
vridande moment av 0,165 mkg, genom vilken siffra
man kanske säkrare kan bedöma skäligheten hos det
gjorda tillägget. Totala effektåtgången skulle
sålunda bliva 20,5 hkr och verkningsgraden i det
närmaste 66 %. Pumpar av denna storlek offereras nog
oftast med lägre verkningsgrad, men detta torde
vanligen bero på förluster orsakade av olämplig
anslutning mellan pumphjul och snäcka i samband med
den för nedbringande av modellkostnaden ordnade
seriefabrikationen av pumpar.
Exempel 3. Samma pump som i exempel 2, men
ordnad med dubbelsidigt inlopp. Räknar jag här
som i ex. 1 dvs. med två ensidigt sugande pumpar
av halva kapaciteten, så blir ns = 56,2 för vardera
sidan. Om vi här antaga ??/,= 0,75 ger
huvudekvationen m2 = 34,85 m/sek., D = 230 mm. Fig. 2 visar
att r]h kunde valts närmare 76 %. Fig. 3 visar
p.ns2 aä 525 för en hjulsida, varav p = 9,166. Yttre
friktionen för hela hjulet kräver sålunda här 2,21
hkr. Hydrauliska effekten till hjulet skulle bliva
13,33 : 0,76 = 17,55 hkr, ökad med 4,65 %, dvs. med
0,82 hkr för spaltförlusten. Skatta vi som i ex. 2
boxfriktionen till 0,67 hkr, blir totala effektåtgången 21,25
hkr eller verkningsgraden 62,8 %. I själva verket är
dock detta verkningsgraden hos pumpen, förutsatt att
mellanväggen ginge ända ut till kanten och även
snäckan vore delad genom en mellanvägg. Man gör
dock mellanväggen endast så stor i diameter att
skovlarna få ordentligt fäste. Hydrauliska radien hos
kanalerna blir därför i verkligheten bra nära
densamma som för den ensidigt sugande pumpen, varför
hjuldiametern i verkligheten ej behöver ökas så
mycket och ej heller yttre friktionen blir nämnvärt
större. Spaltförlusten gick ned något. Man torde
därför kunna antaga att den dubbelsidigt sugande
pumpen, därest centrumskivan ej drages ut onödigt
långt, bör få ungefär lika god verkningsgrad som den
ensidigt sugande med samma kapacitet och
hastighet.
Man kan då invända att pumpen i ex. 1 är för
ogynnsamt beräknad. Som framgår av kurvorna är
dock inverkan av hydrauliska radien vid dessa större
dimensioner mindre framträdande, och då man vid så
högt ns som 147,5 antagligen kan behöva inlägga flera
skövlar än eljes, torde slutresultatet av den kalkylen
dock bliva ungefär detsamma.
Om vi till effekten 21,25 hkr lägga ytterligare 2,21
hkr för yttre friktion, så betecknar 13,33 : 23.46 =
= 0,568 den sannolika verkningsgraden för en i 2 steg
utförd seriepump om 600 lit./min. vid 100 m
uppfordringshöjd och 2 900 varv/min.
Exempel 4. Samma pump som i exempel 2, men
utförd som seriepump i 2 steg. Här blir ns —133 och
med rjh =0,83 erhålles u2 = 23,4 m/sek. och D = 154
mm. Fig. 2 visar sannolikheten hos det antagna
värdet å Yjh • Här blir p ■ ns 2 = 525, varav p — 0,0466
eller friktionsförlusten å båda hjulen 0,62 hkr.
Effekten 13,33 : 0,83 = 16,1 hkr bör för spaltförlusten ökas
med 2,4 %, dvs. med 0,39 hkr. Skatta vi som förut
boxfriktionen till 0,67 hkr blir totaleffekten 17,8 hkr
eller verkningsgraden 75 %. Det kräver ju en
omsorgsfull utformning av anordningarna för vattnets
överföring från det ena steget till det andra för att
man skall hava utsikter nå denna verkningsgrad, men
kalkylen visar, hurusom man genom denna
uppdelning av tryckhöjden har utsikter att högst avsevärt
höja pumpens verkningsgrad.
Exemplen skulle ju kunna fortsättas, men jag nöjer
mig med ovanstående, med vilka jag anser mig hava
påvisat, att den framställda räknemetoden låter
använda sig för finnande av hållpunkter för de
garantivärden å verkningsgrader för olika
centrifugalpumpar, som kunna anses skäliga. Av det hela framgår
att goda verkningsgrader nås väsentligen genom ett
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
