6.Механические потери и механический кпд в цн

Механические потери и механический КПД в ЦН

Механические потери образуются вне проточной части насоса и могут определятся как сумма:

(16)

где - дисковые потери;

- потери механического трения в подшипниках и уплотнениях.

Потери механического трения в насосах невелики и составляют обычно 0,1-0,2% от затрачиваемой мощности.

Более существенными являются дисковые потери, которые возникают в результате трения наружных поверхностей дисков рабочего колеса о жидкость, находящуюся между корпусом и колесом.

В целом механические потери оцениваются с помощью механического КПД:

7.Объемные потери в цн. Объемный кпд.

Объемные потери в ЦН. Объемный КПД.

Объемные потери связаны с потерями подачи насоса при утечках через щелевые уплотнения колеса (рис.11.1) и перетоками нефти из нагнетательной области во всасывающую при охлаждении торцовых уплотнений. (рис.11.2)

Схема щелевого уплотнения указана на рнс.11.1

Риc.11.1

1 - корпус, 2 - рабочее колесо, 3 - кольцо.

В целом утечки в насосе определяются объемным КПД:

(25)

где Q_T - теоретическая подача рабочего колеса.

8.Полный кпд центробежного насоса

Полный КПД насоса с учетом составляющих потерь можно представить следующим образом:

(26)

т е КПД насоса равен произведению гидравлического, объемного и механического КПД

Полный к.п.д. насоса весьма информативная характеристика. Глубокий грамотный анализ его во времени позволяет судить об уров­не эксплуатации оборудования, в экономичности его использования.

9.Характеристики центробежных насосов. Характеристики центробежного насоса

Характеристиками центробежного насоса называется графические зависимости напора Н, мощности N и КПД от подачи насоса Q при постоянных оборотах и свойствах перекачиваемой жидкости.

Уравнение Эйлера выглядит так

Уравнение неудобно для использования при расчетах, так как оно не содержит в себе подачи Q

Можно преобразовать уравнение так, чтобы напор H_Т выразить как функцию рас­хода Q и размеров колеса

H_Т = U₂/g {U₂ - Q / 2r₂b₂tg ₂}

При этом U₂=ω R₂

Если Q = 0, то H_Т = U₂²/g или H_Т = ω² R²₂/g

Это уравнение позволяет построить характеристику идеально­го центробежного насоса, т.е график зависимости напора, созда­ваемого насосом, от подачи при постоянном числе оборотов коле­са.

Как видно из уравнения, характеристика такого насоса представляет собой прямую.

Для наглядного построения расчетной характеристики насоса при n=const в системе координат H по Q при n=const (рисунок )

нанесем в виде двух на­клонных прямых теоретические характеристики насоса при z= и при конечном числе лопаток z.

Затем ниже оси абсцисс построим кривые изменения двух рассмотренных выше слагаемых суммарной потери напора в насосе h₁= h_О и h₂=h_Г Сложив ординаты этих двух кривых, получим кривую изменения ∑h_нас в функции подачи. Далее произведем вычитание ∑h_нас из H_Tz и получим кривую H_нас= f(Q), т.е. действительную характеристику насоса при постоянном числе оборотов. Кривая H_нас= f(Q) является типич­ной для центробежного насоса.

Характеристика насоса снимается обычно в стендовых условиях на холодной воде. Режим Q₀ , которому соответствует максимальное значение КПД называется оптимальным (безударным). На этом режиме отсутствуют ударные потери. Зона режимов в пределах 0,8 Q_o -1,2 Q_o называется рабочей зоной. Эксплуатация насоса рекомендуется в этой зоне, где КПД уменьшается по сравнению с не более чем на 2-3 %.

Рисунок

Расчетная характеристики насоса в системе координат H по Q при n=const