Лабораторная Работа № 13 исследование параметров насоса по результатам измерения размеров рабочего колеса

Цель работы:

Изучение конструкции центробежного насоса и определение его основных параметров по результатам обмеров колеса.

В работе необходимо:

- ознакомиться с конструкцией центробежного насоса;

- произвести замеры основных геометрических параметров рабочего колеса центробежного насоса;

- определить расчетным путем расход и напор, создаваемые насосом, а затем рассчитать коэффициент быстроходности насоса по результатам обмеров рабочих колес;

- на основании полученного коэффициента быстроходности сделать вывод о типе рабочего колеса центробежного насоса и его КПД.

Основные теоретические положения

Насосом называется гидравлическая машина, предназначенная для преобразования механической работы привода в энергию давления перекачиваемой жидкости. Общая схема классификации насосов представ­лена на рис. 13.1.

Наиболее распространенным типом насосов является центробежный насос, относящийся к классу лопастных насосов. В нем передача энергии жидкости происходит за счет силового воздействия вращающихся лопастей с потоком жидкости, перемещающейся по каналам между лопастями от центра рабочего колеса к его периферии – на выход и далее – в спиральный сборник (улитку), а за ним – с целью снижения скорости – в расширяющийся канал – диффузор. Под воздействием центробежных сил от лопаток в рабочем колесе возрастают и давление, и скорость. В улитке движение жидкости организовано таким образом, что, несмотря на расширение канала улитки за счет постоянного притока жидкости в канал, скорость потока жидкости не изменяется (давление здесь несколько падает за счет потерь напора). На выходе из улитки расположен диффузор, в котором скорость потока гасится до приемлемых для гидросети значений (примерно таких же, как и на выходе в насос), а давление при этом несколько возрастает.

Рис. 13.1

Кроме центробежных насосов, к лопастным относятся также осевые и диагональные насосы. Еще один класс насосов – объемные насосы. В них передача энергии к жидкости происходит после подачи и сжатия ее в замкнутой рабочей полости, которая затем сообщается с полостью нагнетания. Эти насосы, наиболее широко применяемые в силовом гидравлическом приводе, подробнее рассмотрены в лабораторной работе № 25. Наконец, к третьему классу насосов относятся насосы струйные. В них энергия основного потока, так называемый «пассивной» жидкости, повышается за счет смешивания с высокоскоростным (высоконапорным) потоком «активной» жидкости (см. лабораторную работу № 30).

Основными параметрами насосов являются подача Q (расход) жидкости, напор H, потребляемая мощность N и КПД – ŋ.

Зависимости напора, мощности и КПД насоса от подачи Q при неизменной частоте n вращения вала называются основными характеристиками насоса (соответственно напорной, мощностной и характеристикой экономичности).

Напор насоса – это приращение энергии единицы веса перекачиваемой насосом жидкости.

Если определять теоретический напор, то необходимо учесть все составляющие энергии, получающие приращение в насоса:

где

Разностью отметок уровня даже у самых больших современных ЦБН можно пренебречь, тогда:

м.

Первое слагаемое – статический напор Н_ст, который требуется получить от ЦБН. Второе – динамический напор Н_д, преобразование которого в давление связано с большими потерями. Соотношение между зависит от выбранного угла наклона лопаток рабочего колеса _2л (рис. 13.2). Если колесо вращать в сторону, противоположную «загибу» лопаток (угол _2л < 90^o), то скорость растет меньше, чем давление (так складываются переносная – окружная скорость и относительная – касательная к лопаткам). В противном случае – при вращении в сторону «загиба» концов лопаток (_2л > 90^o) – прирост скоростного напора больше, чем давления. Теоретически эти соотношения выглядят так: при _2л = 30^о  = 3; при _2л = 90^о  = 1; при _2л = 120^о = 0,25. Поэтому в ЦБН применяются углы наклона лопаток _2л от 15 до 60^о. При этом скорость выхода _вых из насоса примерно равна скорости входа _вх и теоретический напор определяется только приростом давления (с учетом гашения скорости в выходном патрубке и улитке):

, м. (13.1)

где р_вых,_, р_вх – соответственно давление на выходе из насоса и на входе в насос, Па;

γ – удельный вес жидкости, Н/м³.

Из выражения (13.1) следует, что напор легко определить с помощью приборов для измерения давления: достаточно знать пьезометрические напоры р/ на выходе из насоса и на входе в насос. Действительный (реальный) напор Н насоса всегда меньше теоретического Н_т на величину потерь напора на трение жидкости и на «удар» на входе в крыльчатку и в улитку Δh_W:

Подача насоса Q – это объем жидкости, перекачиваемой насосом в единицу времени:

м³/с.

где W – объем жидкости, поданной насосом за время t при установившемся режиме работы.

Иногда подачу измеряют в м³/ч. И при том, и при другом измерении подача по сути представляет собой объемный расход. Пояснение «объемный» часто опускают, хотя существует еще такое понятие, как массовый расход m.

На рис. 13.2 изображена простейшая схема центробежного насоса. Основным элементом центробежного насоса является вра­щающееся рабочее колесо РК (крыльчатка) с лопатками Л, вследствие воздействия которых потоку сообщается напор. Остальные эле­менты расположены в неподвижном корпусе насоса и обеспечивают подвод жидкости к крыльчатке и ее отвод.

Рис. 13.2

Подвод жидкости происходит через входной патрубок ВхП, кото­рый обычно имеет небольшую конфузорность для выравнивания полей скоростей и давлений перед входом в крыльчатку. На схе­ме насоса – рис. 13.2 – входной патрубок показан между сечения­ми «вх – вх» и «1 – 1». Из входного патрубка жидкость попадает на рабочие лопат­ки, расположенные на основном диске крыльчатки, который уста­новлен на валу Вл. Снаружи лопатки чаще всего ограничиваются по­крывным диском, в этом случае крыльчатка называется закрытой. Если же покрывной диск отсутствует, то крыльчатка носит назва­ние полуоткрытой. Часть основного диска, непосредственно сидя­щая на валу и воспринимающая крутящий момент от него за счет шлицев, шпонок и т.п., называется втулкой Вт. Очень редко встре­чаются открытые крыльчатки, состоящие только из втулки и ло­паток. Основными размерами на входе в крыльчатку являются средний диаметр лопаток D₁, диаметр входа в колесо, D_o, который отсчитывается от внутренней стенки покрывного диска, диаметры втулки d_вт и вала d_в. Ширина межлопаточного канала на входе обозначается в₁ и отсчитывается по входной кромке лопатки. Входная кромка лопатки может быть расположена различно: параллельно оси насоса на диаметре D_o (рис. 13.2) и (рис. 13.3, а) – в этом случае D₁ = D_o; под углом к оси (рис. 13.3, б) – в этом случае D₁ < D_o; перпендикулярно оси (рис. 13.3, в) – в этом случае . В последних случаях говорят, что лопатки вынесены ко входу. Это улучшает антикавитационные характеристики насоса. Обычно

Рис. 13.3

Лопатки имеют сложную форму и на схеме насоса в сечениях осе­вой плоскостью (рис. 13.2 слева) условно не показываются. Ха­рактерный их вид в плане при снятом покрывном диске показан на рис. 13.2 справа. На этом виде обозначен угол установки ло­патки на входе _1л, определяющий направление скорости. Рабочие лопатки заканчиваются на диаметре D₂ и имеют ширину в₂, где «2 – 2» – сечение выхода из крыльчатки. Направле­ние относительной скорости потока определяется углом установки лопатки на выходе _2л. Углы  отсчитываются по направлению вращения колеса от касательной к окружности крыльчатки до касательной к лопатке на данном диаметре.

Из межлопаточного канала крыльчатки жидкость поступает в спиральный сборник, расширяющийся по направлению движения потока и называемый улиткой. В улитке Ул между сечениями «2 – 2» и «3 – 3» на рис. 13.2, как правило, средняя скорость потока и давление изменяются незначительно.

Н а выходе из улитки расположен выходной патрубок ВыхП – диф­фузор, в котором за счет расширения канала происходит преоб­разование скорости потока в давление. При этом в сечении «вых – вых» на выходе из диффузора обеспечивают значение скорости, примерно равное скорости на входе в насос, т.е. 10 – 15 м/с. Поскольку процесс торможения жидкости связан с большими потерями, то для правильно спроекти­рованных насосов стремятся уже в крыльчатке обеспечить воз­можно больший прирост давления при сравнительно малом росте скоростей. Примерный график изменения давления р и скорости  по насосу приведен на рис. 13.4, обозначение сечений на этом рисунке соответствует рис. 13.2.

Теоретический напор насоса описывается зависимостью:

, м, (13.2)

где  – коэффициент стеснения потока лопатками в рабо­чем колесе. Для рабочих колес с числом лопаток 6 – 10  = 0,71 – 0,9, для рабочих колес с числом лопаток 12 – 20  = 0,82 – 0,98;

g – ускорение свободного падения, 9,81 м/с²;

D₂ – диаметр выхода из рабочего колеса, м;

n – число оборотов рабочего колеса, об/мин;

в₂ – высота лопатки на выходе из колеса, м;

_2л – угол установки лопатки на выходе;

Q_т – теоретический расход, м³/с.

Теоретический расход подсчитывается по входу:

, (13.3)

где _вх – скорость на входе, м/с;

F_вх – площадь входного сечения, м²;

D₁ – средний диаметр лопаток на входе в колесо, м;

в₁ – ширина колеса, м.

Для гидравлической мощности:

, Вт, (13.4)

где  – плотность жидкости, кг/м³.

Действительные подача, напор насоса и его гидравлическая мощность определяются по формулам:

(13.5)

(13.6)

(13.7)

где _г – гидравлический КПД, на рабочем режиме можно принимать в пределах 0,6 – 0,9;

_об – объемный КПД, обычно лежит в пределах 0,9 – 0,93 (хорошие уплотнения), обычно 0,88 – 0,89;

_н – КПД насоса, определяемый по формуле:

(13.8)

_мех – механический КПД, находится в пределах 0,97 – 0,98 (подшипники качения).

Для сравнения различных насосов введено понятие коэффициента быстроходности n_s. Коэффициентом быстроходности называется число оборотов эталонного насоса, геометрически подобного во всех элементах рассматриваемому (с тем же гидравлическим КПД), который создает напор Н_т = 1 м и полезной гидравлической мощностью в N_г = 735,5 Вт.

. (13.9)

Коэффициент быстроходности сравнивается на рабочих режимах ра­боты насосов. По величине n_s центробежные насосы подразделяются на тихоходные (40 – 80 об/мин), нормальные (80 < n_s  150 об/мин), быстроходные (150 < n_s  300 об/мин). Для тихоходных насосов в связи с большими потребными напорами увеличивается диаметр D₂, растет длина межлопаточного канала. В связи с этим для реальных насосов увеличивается интенсивность потерь на трение – растут гидравлические потери. На рис. 13.5 приведе­ны основные типы лопастных насосов и изображены эскизы их сечения, и приведена примерная зависимость гидравлического КПД от коэффициента n_s.

тихоходные

нормальные

быстроходные

n_s, об/мин

_н

0,9

0,8

0,7

0,6

0,5

_н

Рис. 13.5

С ростом n_s длина межлопаточного канала уменьшается (уменьшается отношение ), растет гидравлический КПД. Но при очень больших значениях n_s (более 200 об/мин) к.п.д. уменьшается в связи с ростом скоростей потока в насосе и связанным с ним ростом по­терь на трение. Обычно для центробежных насосов стремятся обеспечить n_s не ниже 40 – 80 об/мин, но и не выше 150, т.е. стремятся получить «нормальный» насос.

Описание экспериментальной установки

Объектом изучения является натурный образец рабочего колеса насоса, схема которого представлена на рис. 13.6.

Рис. 13.6

Порядок выполнения работы

1. Ознакомиться с конструкцией центробежного насоса. С помощью линейки, транспортира и штангенциркуля произвести замеры основных геометрических параметров (D_o, D₂, D₁, d_вт, в₁, в₂, _2л) и числа лопаток Z рабочего колеса центробежного насоса.

2. На бланке вычертить схему установки. Выписать расчетные формулы (13.2), (13.3), (13.4), (13.5), (13.6), (13.7), (13.8) и (13.9) и заданные величины (задаются преподавателем): число оборотов рабочего колеса n = об/мин, скорость на входе _вх = м/с, коэффициент стеснения на выходе из рабо­чего колеса ₂ = .

3. Записать измеренные параметры рабочего колеса насоса и произвести расчет теоретических расхода Q_т и напора Н_т, а также гидравлической мощности N_г. Определить теоретический коэффициент быстроходности .

4. По с помощью графика 13.7 найти .

5. Из выражения (13.8) найти _н и произвести расчет действительных расхода Q_д и напора Н_д, а также гидравлической мощности N_н. Определить действительный коэффициент быстроходности n_s.

6. В соответствии с графиком рис. 13.7 и рассчитанным действительным коэффициентом быстроходности определить тип насоса.

7. Сопоставить и , сделать выводы.

Контрольные вопросы

1. Насосы, их назначение, классификация, принцип действия.

2. Основные параметры насоса, их определение.

3. Принципы определения КПД, напора и расхода в работе.

4. Привести схему рабочего колеса центробежного насоса и его основные геометрические размеры.

5. Что такое коэффициент быстроходности?

6. Типы насосов по коэффициенту быстроходности.

7. Формы лопаток, применяемые в рабочем колесе центробежного насоса.

8. Примерный график изменения давления р и скорости  по насосу.

Рекомендуемая литература

[1, с. 159-173, 175-177, 180-184].