книги из ГПНТБ / Трушин, В. Н. Механическое оборудование и установки курс лекций

18

d f= 90° и cJu= 0. Тогда основное уравнение насоса примет вид

Г" £

Основное уравнение показывает, что напор центробежного на­ соса тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окруж­ ности рабочего колеса (пропорциональная его наружному диаметру D z и числу оборотов п ) и чем больше проекция абсолютной ско­ рости на окружную скорость (т.е. чем меньше угол diz и чем больше угол JJZ ). Из основного уравнения также следует, что теоретический напор, выраженный в метрах, на зависит от рода перекачиваемой жидкости.

Действительный напор меньше теоретического по следующим причинам:

1)из-за гидравлических сопротивлений внутри насоса, на преодоление которых расходуется часть напора:

2)вследствие конечного числа лопаток. При конечном числе лопаток рабочего колеса не будет равномерного распределения скоростей потоков по сечению межлопаточного канала, что приво­ дит к уменьшению средней величины скорости с1и. Неравномерное распределение скоростей возникает вследствие того, хто поверх­ ности каждой лопатки испытывают различное давление со стороны

жидкости. Давление на поверхность ло­ патки, обращенную в сторону вращения, будет больше, чем давление на проти­ воположную поверхность этой же ло­ патки.

По закону сохранения и преобра­ зования энергии в потоке жидкости, в котором больше нарастает давление, будет меньше нарастать скорость, и наоборот. Следовательно, на одной и той же окружности в канале рабочего колеса скорости будут нарастать в

направлении вращения рабочего колеса (рис.1.8).

С учетом этих двух причин основное уравнение насоса при­

19

где Н - полный (действительный) напор насоса, м;

rjr - гидравлический к.п.д. насоса, величина которого за­ висит от конструкции насоса, качества выполнения проточной части и размеров насоса; значение ijr ко­ леблется в пределах 0,8 - 0,95;

К - коэффициент, учитывающий конечное число лопаток. Величина коэффициента К может быть определена (для насо­

сов с односторонним входом; по формуле академика Г.Ф.Проскуры

г' ' - ( f

где Z — число лопаток, принимаемое равным 6 - 1 2 .

§ 1.5. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ

Теоретическую производительность (подачу) насоса можно определить, пользуясь уравнением расхода

И т - SC м3/сек,

где Qr - теоретическая производительность насоса;

5- площадь живого сечения потока на выходе, м2 ;

с- средняя скорость жидкости, нормальная к этому се­ чению.

Площадь выходного живого сечения рабочего колеса (рис.1.7) без учета стеснения ее лопатками и утечек через неплотности определяется как боковая поверхность цилиндра

где D 2 =IRZ- наружный диаметр рабочего колеса; Ь2 - ширина рабочего колеса на выходе.

Скорость потока, нормальная к этой поверхности, есть ра­ диальная проекция абсолютной скорости ( сІР). При бесконечно большом числе тонких лопаток эта скорость одинакова во всех точках цилиндрической поверхности данного радиуса, следова­ тельно, средняя скорость в уравнении расхода равна радиальной скорости на выходе

С = с ір .

20

Тогда теоретическая производительность раоочего колеса центробежного насоса будет

Аналогично для входного сечения колеса

§ 1.6. ПРОФИЛЬ ЛОПАТОК РАБОЧЕГО КОЛЕСА

Наклон входных кромок лопаток рабочего колеса, т.е. угол]!,, выбирается так, чтобы обеспечить оезударныи вход жидкости на лопатки. Для предотвращения удара (вызывающего большие гидрав­ лические потери) необходимо, чтобы направление относительной скорости жидкости при входе ш, совпадало с направлением вход­ ного элемента лопатки. Для выполнения этого условия входные кромки лопаток располагают по направлению вращения и угол р, принимают, как правило, в интервале 14 - 20°.

Как следует из основного уравнения центробежного насоса

равенство абсолютной скорости входа жидкости и радиальной со­ ставляющей абсолютной скорости на выходе).

21

Рис.I.9. Движение потока в центробежном колесе

а) при лопатках, загнутых назад; б) при лопатках, радиально направленных на выходе; в) при лопатках, загнутых вперед

Величина динамического напора, создаваемого рабочим коле­

Из треугольника скоростей (рис.1.9) следует

г2 r l - r L

ьZt3“* 2а ?

тоцца

В пределе, при какой-то минимальной величине угла £ 1т-ьп , угол оіг станет равным 90° и скорость с га обратится в нуль.

В этом случае, согласно основному уравнению, насос не будет раз­ вивать напора.

23

В настоящее время в центробежных насосах применяют углы

рость жидкости на входе при конструировании насосов принимают равной 2 - 5 м/сек.

§ 1,7. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

При проектировании насосной установки высотное расположе­ ние насосов определяется в зависимости от высоты всасывания. Высота всасывания центробежных насосов различных типов раз­ лична и зависит от гидравлической характеристики их на всасы­ вающей линии.

Различают геометрическую высоту всасывания и допустимую вакуумметрическую высоту всасывания.

Геометрическая высота всасывания для горизонтальных насосов есть разность отметок оси рабочего колеса и свободного уровня поверхности перекачиваемой жидкости, а для вертикальных - раз­ ность отметок середины всасывающей кромки нижнего рабочего ко­ леса и свободного уровня поверхности жидкости.

Допустимая вакуумметрическая высота всасывания центробеж­ ного насоса больше геометрической на величину гидравлических потерь во всасывающем трубопроводе и величину скоростного на­ пора во всасывающей частя насоса. Эта высота всасывания для некоторых типов насосов достигает 7 - 8,5 м.

Подъем жидкости по всасывающему трубопроводу к насосу про­ исходит под действием атмосферного давления на поверхности

Найдем связь между геометрической и допустимой вакуумметрической высотой всасывания. Для этого запишем уравнение Бер­ нулли для сечений 0 - 0 и I - I (рис.І.ІІ)

24

жения перекачиваемой жадности*на свободной поверхности,подучим

§ 1.8. КАВИТАЦИЯ

Во время работы центробежного насоса жадность, перемещаясь во всасывающем трубопроводе, поступает в зону уменьшающихся

25

давлений, достигающих минимума при входе жидкости на лопатки рабочего колеса.

В случае снижения давления в потоке жидкости до величины, равной упругости насыщенного пара при данной температуре, жид­ кость начнет переходить в парообразное состояние. При этом бу­ дет происходить также интенсивное выделение растворенных в ней газов.

Образовавшиеся пузырьки паров и газов (кавитационные ка­ верны) затем вместе с потоком жидкости попадают в зону повышен­ ных давлений, где они и конденсируются.

При конденсации пространство, которое ранее занимала ка­ верна, с большой скоростью оудет заполняться жидкостью со всех сторон. В момент завершения конденсации частицы жидкости, стал­ киваясь, внезапно останавливаются и происходит местный гидрав­ лический удар. При этом давление может достигать сотен и тысяч атмосфер.

Процесс вскипания и последующей конденсации жидкости в по­ токе, сопровождающийся местными гидравлическими ударами, носит название кавитации.

Вследствие кавитации происходит снижение производительности, напора и к.п.д. насоса. При сильном развитии кавитации насос полностью прекращает подачу. Длительная работа насоса даже при незначительных кавитационных явлениях совершенно недопустима, так как от действия кавитации происходит механическое и химиче­ ское разрушение рабочих поверхностей (из-за непрерывных гидрав­ лических ударов и выделения кислорода в кавернах).

Особенно сильно кавитационному разрушению подвержены чутун и углеродистая сталь. Наиболее устойчивы в этом отношении не­ ржавеющие стали и бронза.

Явление кавитации сопровождается характерным потрескива­ нием в области всасывания, щумом и вибрацией насоса, наруше­ нием центровки, а также механическими повреждениями всасываю­ щего, а иногда и напорного патрубка.

Кавитация наступает в том случае, если удельная энергия потока жидкости перед входом в насос становится равной энергии, соответствующей давлению насыщенного пара жидкости.

Удельная энергия потока перед входом в насос