24. Конструкция, принцип действия центробежного насоса. Подача, полный напор (правило двух манометров), высота всасывания, кпд, потребляемая и полезная мощности центробежного насоса.

Ц ентробежные насосы являются одной из самых распространенных разновидностей динамических гидравлических машин. Они широко применяются: в системах водоснабжения, водоотведения, в теплоэнергетике, в химической промышленности, в атомной промышленности, в авиационной и ракетной технике и др.

Рис. 1 Принципиальная схема центробежного насоса:

1 - рабочая камера; 2 - рабочее колесо; 3 - направляющий аппарат; 4 - вал;

5 - лопатка рабочего колеса;

6 - лопатка направляющего аппарата; 7 - нагнетательный патрубок;

8 - подшипник; 9 - корпус насоса (опорная стойка);

10 - гидравлическое торцовое уплотнение вала (сальник);

11 - всасывающий патрубок.

На рабочем колесе имеются лопатки (лопасти), которые имеют сложную форму. Жидкость подходит к рабочему колесу вдоль оси его вращения, затем направляется в межлопаточный канал и попадает в отвод. Отвод предназначен для сбора жидкости, выходящей из рабочего колеса, и преобразования кинетической энергии потока жидкости в потенциальную энергию, в частности в энергию давления. Указанное выше преобразование энергии должно происходить с минимальными гидравлическими потерями, что достигается специальной формой отвода.

Корпус насоса предназначен для соединения всех элементов насоса в энергетическую гидравлическую машину. Лопастный насос осуществляет преобразование энергий за счет динамического взаимодействия между потоком жидкой среды и лопастями вращающегося рабочего колеса, которое является их рабочим органом. При вращении рабочего колеса жидкая среда, находящаяся в межлопаточном канале, лопатками отбрасывается к периферии, выходит в отвод и далее в напорный трубопровод.

Подача центробежного насоса

Основой для подачи центробежного насоса, т.е. количества жидкости, протекающего через рабочее колесо в секунду, может служить известное уравнение расхода жидкости: Q = F · υ.

Для рассматриваемого случая (рис. 2.5.): QT = (π · D₂ — z · δ₂)· b₂ · c_m2 (2.11)

где D2 - наружный диаметр колеса; z - количество лопаток; δ2 - толщина лопатки по окружности диаметром D2;

b2 - ширина колеса на внешнем диаметре; сm2 - скорость выхода жидкости из колеса в меридиональном направлении.

Рис. 2.5. Живое сечение на выходе жидкости из рабочего колеса

В уравнении (2.11) площадь живого сечения колеса на внешней окружности можно выразить:

F = λ · π · D₂ · b₂

где λ — коэффициент стеснения потока жидкости, учитывающий площади, занимаемые концами лопаток.

Этот коэффициент в зависимости от числа и толщины лопаток находится в пределах 0,92...0,95.

С учетом того, что сm₂ = c₂ · sinα₂ и

после преобразований получим:

Следовательно, теоретическую подачу центробежного насоса можно представить формулой: Q_T = 0,164 · λ · ψ · D²₂ · b2 · n * ψ.

Отсюда видно, что подача центробежного насоса пропорциональна квадрату внешнего диаметра колеса, ширине его, числу оборотов и коэффициенту ψ, зависящему от изменения углов α2 и β2. Пределы изменения ψ = 0,09...0,13. Действительная подача Q несколько меньше QT:

Q = η_O · Q_T,

где ηO - коэффициент утечки или объемный КПД, учитывающий щелевые потери жидкости через зазор между колесом и корпусом. Эти утечки жидкости обусловлены разностью давлений на выкиде и приеме колеса.

Следовательно, количество жидкости, протекающей через колесо, больше действительной подачи насоса в напорную линию. Для уменьшения утечек указанный зазор делают небольшим - примерно 0,3...0,6 мм. Величина ηO в зависимости от конструкции и размеров насоса изменяется в пределах 0,92...0,98. Таким образом, подачу насоса можно определить из выражения:

Q = 0,164 · λ · ψ · ηO · D²₂ · b₂ · n. (2.12)

Найденная величина подачи Q будет примерно соответствовать нормальной подаче насоса при данном напоре H. При других режимах работы насоса подача будет изменяться в зависимости от изменений напора согласно характеристике насоса.

Полный напор, развиваемый центробежным насосом, является суммой вакуумметрической высоты всасывания, геометрической высоты нагнетания и потерь напора в напорном трубопроводе. Так как сумму двух последних слагаемых измеряют манометром, то можно сказать, что полный напор, развиваемый центробежным насосом, является суммой показаний вакуумметра и манометра. Если манометр и вакуумметр установлены на разных отметках, то к сумме их показаний надо прибавить z(разность отметок точки (подключения вакуумметра и центра манометра).

В ысота всасывания насоса увеличивается с возрастанием давления р0 в приёмной ёмкости и уменьшается с увеличением давления рвс, скорости жидкости ω_вс и потерь напора hп..вс во всасывающем трубопроводе.

Если жидкость перекачивается из открытой ёмкости, то давление р0 равно атмосферному ра. Давление на входе в насос рвс должно быть больше давления рt насыщенного пара перекачиваемой жидкости при температуре всасывания (рвc > рt), т.к. в противном случае жидкость в насосе начнёт кипеть. Следовательно,

т.е. высота всасывания зависит от атмосферного давления, скорости движения и плотности перекачиваемой жидкости, её температуры (и соответственно – давления её паров) и гидравлического сопротивления всасывающего трубопровода. При перекачивании горячих жидкостей насос устанавливают ниже уровня приёмной ёмкости, чтобы обеспечить некоторый подпор со стороны всасывания, или создают избыточное давление в приёмной ёмкости. Таким же образом перекачивают высоковязкие жидкости.

КПД центробежного насоса, как и любого другого механизма, представляет собой отношение полезной мощности к потребляемой. Обозначается он буквой η.

η ни при каких условиях не может быть больше единицы, т.к. привода, не имеющего потерь не существует. Потери мощности в насосе складываются из механических, объёмных, гидравлических потерь.

Механические потери мощности обусловлены трением в уплотнениях и подшипниках, а также гидравлическим трением о поверхности рабочих колёс и разгрузочных дисков. Механический KПД насосов изменяется в пределах ηМ = 0,9...0,98.

Объёмные потери в центробежных насосах обусловлены перетеканием жидкости через переднее уплотнение колеса и уплотнение втулки вала. Значения объёмного КПД η0 у современных центробежных машин лежат в диапазоне от 0,96 до 0,98.

Гидравлические потери связаны с гидравлическим трением, ударами и вихреобразованием в проточной части. Плавно очерченные каналы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, расширений и сужений, тщательная обработка внутренних поверхностей проточной части обеспечивают высокий гидравлический КПД насоса. Для современных насосов хорошего изготовления значения ηГ лежат в пределах от 0,85 до 0,96

Произведение η_О∙η_М∙η_Г=η даёт полный КПД. Изменение величин сомножителей даёт и изменение величины полного КПД. Это изменение задаётся функцией от подачи в характеристике насоса.

Полезная мощность – это энергия, отдаваемая жидкости за единицу времени при работе насоса. [Вт]

Потребляемая мощность – это энергия, потребляемая насосом за единицу времени.

25. Конструкция, принцип действия центробежного насоса, его зависимость от профиля лопастей рабочего колеса. Обрезка рабочих колес, предел обрезки.

26. Действительный напор центробежного насоса, его зависимость от профиля лопастей рабочего колеса. Обрезка рабочих колес, предел обрезки.

27. Работа центробежных насосов на сеть, метод наложения характеристик (насоса и сети), рабочая точка. Определение фактического напора (давления), подачи, КПД, полезной и затраченной мощности насоса (по координатам рабочей точки).

28. Способы регулировки подачи центробежного насоса (дросселированием и изменением частоты вращения), их техническая и экономическая характеристики

29. Совместная работа нагнетателей. Последовательное и параллельное включение центробежных насосов. Построение напорной характеристики насосной установки.

30. Конструкция, принцип действия, рабочие характеристики радиального вентилятора. Пересчет напорной характеристики на другую температуру.

Изменение параметров вентиляторов при изменении температуры

Параметры вентилятора при изменении температуры определяются по следующим формулам:

• давление Pi = P*pi / p

• мощность Ni = N*pi / p

где индекс i соответствует произвольной температуре воздуха.

Плотность воздуха при температуре ti — pi = 353,3/(273,15 + ti) (плотность воздуха при нормальных атмосферных условиях р = 1,205 кг/м3).

Таким образом, необходимо помнить, что при изменении температуры давле­ние и потребляемая мощность вентилятора изменяются прямо пропорциональ­но отношению плотностей, а производительность вентилятора не меняется.

При пересчете аэродинамических характеристик вентиляторов на другую температуру следует иметь в виду следующее.

1) При уменьшении температуры перемещаемого воздуха потребляемая вен­тилятором мощность увеличивается. Именно поэтому российские вентиляторы общего назначения имеют электродвигатели с соответствующим запасом мощ­ности (т.е. установочная мощность больше потребляемой) для перемещения воздуха с температурой —40 °С.

При изменении плотности аналогичным образом меняется также и аэроди­намическое сопротивление сети, поэтому при работе в данной сети вентилятор не изменяет производительность (если не меняется частота вращения колеса). Массовая производительность G=p*L вентилятора изменяется пропорционально изменению плотности.

Однако возможны ситуации, когда параметры вентиляторов не соответству­ют полученным прямым пересчетом (кроме отмеченного влияния числа Re). Например, при работе при низких температурах, если двигатель не имеет до­статочного запаса по мощности (например, с внешним ротором), он снижает обороты и, следовательно, формулы прямого пересчета в этом случае не действуют.