Основные параметры работы насоса

Напор насоса H равен разности удельных энергий на выходе и на входе в насос (Рис.3).

Иллюстрация к определению напора насоса

Рис.3.

Согласно уравнению Бернулли, записанному для сечений 1-1 и 2-2, напор насоса равен:

(3)

В частном случае, когда z₂= z₁, J₂= J₁ (если d₂= d₁ ), вместо (3) получаем:

(4)

Абсолютное давление на выходе из насоса р₂ и на входе р₁ выразим через показания приборов:

р₂ = р_ат + р_м ;

р₁ = р_ат - р_v .

Тогда напор насоса определится через показания приборов следующим образом:

(5)

Часто манометрическое давление по крайней мере на порядок (в 10 раз) больше вакуумметрического давления (давление p_v не может быть больше одной атмосферы или 0,1 МПа). В тех случаях, когда p_м >> p_v, напор насоса можно определять так:

(6)

Гидравлическая мощность потока жидкости на выходе из насоса (полезная мощность):

Nпол =r·g·H× Q×t/t==r·g·H× Q

(7)

Здесь t - время, r·g·Q ×t =G- вес жидкости, прошедшей через насос,

G×H - энергия, G×H/t - мощность.

Чтобы подобрать двигатель для привода насоса, необходимо знать мощность на его валу:

Nв =Nпол./hн ,

(8)

где: h_н - коэффициент полезного действия насоса,

С другой стороны, коэффициент полезного действия насоса равен:

h=hо× hг× hмех

(9)

h_о - объемный к.п.д. насоса, учитывает утечки жидкости через неплотности и сальники, а также перетоки из напорной магистрали во всасывающую через зазоры в уплотнениях.

h_о =Q/Q_т,

где Q - действительная подача насоса, а Q_т - теоретическая подача (без учета утечек).

h_г - гидравлический к.п.д. , учитывает потери напора на преодоление сил трения при движении жидкости в проточной части насоса;

h_мех - механический к.п.д., учитывает потери напора на преодоление сил трения в подшипниках и уплотнениях вала при его вращении.

Напорная характеристика насоса

Зависимость давления на выходе из насоса от подачи при постоянной частоте вращения вала называется напорной характеристикой насоса.

H = f(Q)

Подачу центробежного насоса можно определить как произведение радиальной составляющей скорости движения жидкости в межлопаточном канале на площадь сечения потока, перпендикулярную к ней:

Q = JR×p×D×b,

где p×D×b - боковая поверхность цилиндра, D- наружный диаметр рабочего колеса, b - ширина колеса. Здесь не учитывается уменьшение сечения за счет толщины лопаток и утечки.

При увеличении степени закрытия крана 6 на напорном трубопроводе (Рис.2) сопротивление движению жидкости возрастает. Это приводит к увеличению давления на выходе из насоса и, следовательно, его напора. Поскольку выход из насоса и вход в него постоянно соединены между собой через межлопаточные каналы (Рис.1), поток жидкости на входе "почувствует" увеличение давления на выходе и отреагирует изменением угла входа потока в межлопаточный канал, при этом радиальная составляющая скорости и, следовательно, подача насоса уменьшается.

Ввиду сложности гидродинамических процессов, происходящих при работе центробежного насоса, получить аналитическую зависимость напора насоса от его подачи не представляется возможным. На практике напорную характеристику насоса получают непосредственно в заводских условиях и приводят её в паспортных данных насоса в виде графика или таблицы. Там же приводится и зависимость к. п. д. насоса от подачи.

Характеристика центробежного насоса Д-320 при n=2950 об/мин.

DQ - область номинальных подач при работе насоса, где к.п.д. близок к максимальному.

Рис.4.