Высота всасывания центробежных насосов. Кавитация

Приняв за плоскость сравнения уровень свободной поверхности жидкости в питательном баке 0–0 (рис. 6.18), напишем уравнение Бернулли для сечений 0–0 и 1–1 (сечение 1–1 соответствует всасывающему патрубку насоса):

(6.36)

где – скорость движения жидкости во всасывающем патрубке, – потери напора на всасывающей линии, – высота всасывающей линии, – давление жидкости в сечении 1–1. Из уравнения (6.36) определим высоту всасывания:

(6.37)

Как видно из формулы (6.37), чем меньше , тем больше высота всасывания насоса. Определим нижний предел изменения .

Рис. 6.18. Линия всасывания насосной установки

Если давление окажется меньше давления насыщенных паров жидкости при данной температуре , т.е. , тогда из жидкости начинают выделяться пары и растворенные в ней газы. Интенсивное образование пузырьков может привести к разрыву потока жидкости с образованием паровой (газовой) подушки. В этом случае насос перестает качать, подача падает до нуля.

Предположим, разрыва потока нет, жидкость пузырьками пара (газа) при своем движении попадает в область более высоких давлений. При происходит мгновенная конденсация паров жидкости. Жидкость мгновенно проникает в пустоты, образующиеся при конденсации пузырьков, что приводит к многочисленным мелким гидравлическим ударам. Этот процесс называется кавитацией. Местное повышение давление может достигать 100 МПа.

Вследствие кавитации может произойти:

– снижение , и ;

– полное прекращение подачи – разрыв потока;

– возникновение вибрации, ударов, шумов;

– механическое разрушение твердых поверхностей насоса.

Возникновение кавитации в центробежном насосе вероятнее всего во всасывающей полости насоса. Для предотвращения кавитации необходимо, чтобы .

Определим максимальную высоту всасывания насоса, принимая :

(6.38)

Допустимую высоту всасывания можно определить с учетом кавитационного запаса :

(6.39)

Значения кавитационного запаса приводятся в каталогах по насосам и в паспорте насоса.

Высота всасывания центробежного насоса для воды при нормальных условиях составляет = 6–7 м.

6.3.2. Осевые насосы

Рабочее колесо 1 при вращении в корпусе 2 сообщает жидкости движение в осевом направлении. При этом поток несколько закручивается. Для преобразования вращательного движения потока в поступательное в корпусе насоса устанавливается неподвижный направляющий аппарат 3 (рис. 6.19). Лопасти рабочего колеса выполняются в виде винта.

При вращении колеса в потоке жидкости возникает разность давлений по обе стороны каждой лопасти. Силы давления лопастей на поток создадут вынужденное вращательное и поступательное движения жидкости, увеличивая её давление и скорость, т.е. механическую энергию потока жидкости.

Осевые насосы применяются для больших расходов жидкости (десятки кубических метров в секунду) и малых напоров (5–20 м).

Теоретический напор осевого насоса, как и для центробежного, определяется по уравнению Эйлера (6.25):

Рис. 6.19. Схема осевого насоса

Рассмотрим треугольники скоростей на входе жидкости в рабочее колесо (рис. 6.20, а) и на выходе (рис. 6.20, б).

а) б)

Рис. 6.20. Треугольники скоростей для рабочего колеса осевого насоса

Окружная (переносная) скорость вращения, как известно, определяется по формуле:

где  – угловая скорость вращения. Окружная скорость на входе в рабочие колеса и на выходе будут одинаковыми, т.е. . Следовательно, можно записать:

(6.40)

Это и есть основное уравнение осевого насоса. Оно показывает, что величина напора осевого насоса пропорциональна произведению окружной скорости на изменение составляющей абсолютной скорости потока в направлении переносного движения потока.

Из треугольников скоростей определим и :

(6.41)

Значения и могут быть определены из уравнения неразрывности:

(6.42)

где  – плотность жидкости, – площадь поперечного сечения осевого насоса на входе и на выходе: . Тогда получим, что .

C учетом (6.41) и (6.42) уравнение (6.40) перепишем в виде:

(6.43)

Согласно уравнению (6.43), для создания напора требуется, чтобы было меньше . Чем больше разница между и , тем больше закрутка лопатки. Лопатки рабочего колеса необходимо профилировать таким образом, чтобы величина напора по радиусу была постоянна, т.е. значения и по радиусу разные. Другими словами, закрутка лопасти по радиусу должна меняться так, чтобы по радиусу не менялся.

Реальный напор осевого насоса может быть определен по формуле:

(6.44)

Здесь – КПД насоса, который определяется по формуле:

  _г  _м,

(6.45)

где  , – гидравлический КПД насоса, – механический КПД насоса, учитывающий потери энергии от трения в уплотнителях, подшипниках и дискового трения. Обычно принимают:

Коэффициент  может быть определен исходя из уравнения расхода:

 (6.46)

где – объемный расход насоса. Принимая , получим:

 (6.47)

По сравнению с центробежными осевые насосы отличаются простотой конструкции и меньшими размерами при той же производительности. Их недостатком является ограниченная высота всасывания. Известно, что чем больше производительность насоса, тем больше опасность кавитации. Во избежание кавитации в этом случае высота всасывания не должна превышать 1–2 м.