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

27

Левая часть уравнения представляет собой удельную энергию потока жидкости при входе в насос.

Согласно условию бескавитациояной работы насоса, из урав­ нения (І.ІО) имеем

Pt

(I.I4)

Т

Приравняв левые части уравнений (І.ІЗ) и (І.І4), получим

С целью выяснения кавитационных качеств насоса составляют так называемую кавитационную характеристику (рис.I.12). Она представляет собой совокупность зависимостей напора, мощности и к.п.д. насоса от вакуумметрической высоты всасывания при по­ стоянном значении про­ изводительности и чис­ ла оборотов.

При эксплуатации насосов меры против возникновения кавита­ ции сводятся к следую­ щему:

1. Не превышать до­ пустимой вакуумметрической высоты всасывания.

2. Всасывающий трубо­ провод делать коротким с большим диаметром, без резких пере­ гибов.

3.Вся всасывающая полость должна быть хорошо герметизи­

рована.

4.Не допускать перегрузки по подаче (производительности) свыше 25%.

5.При малом давлении во-всасывающей полости или высокой температуре жидкости создавать геометрический подпор, т.е. устанавливать насос ниже уровня жидкости в приемном резервуаре.

обусловлен трением жидкости о поверхности проточных каналов, преобразованием динамического напора в статический, резким из­ менением средней скорости потока при входе в каналы и при пере­ ходе из каналов рабочего колеса в направляющий аппарат.

Эти потери учитываются гидравлическим к.п.д. насоса, кото­ рый равен

=л_ ж •н

ьН т H f h t ’

где Н - напор насоса; Нт- теоретический напор насоса;

Иг - гидравлические потери напора насоса.

Величина г|г обычно находится в пределах 0,8 - 0,95.

О б ъ е м н ы е п о т е р и . В насосе имеет место перепад давлений на входе в насос и на выходе из него. Под действием

во всасывающую полость, теряется. Эти потери энергии и называются объемными (щелевыми). Количественно объемные по­ тери могут быть оценены объѳиным к.п.д., который равен

31

где Q определяется из опыта.

Для уменьшения щелевых потерь в насосах применяют специ­ альные уплотняющие устройства (лабиринты).

Величина объемного к.п.д. равна 0,9 - 0,97 (большие зна­ чения к.п.д. относятся к насосам с большей производительностью;. М е х а н и ч е с к и е п о т е р и . Эти потери вызы­

ваются трением наружных поверхностей рабочего колеса о жид­ кость (дисковые потери), а также затратой анергии на преодо­ ление трения в подшипниках и сальниках. Эти потери учитываются механическим к.п.д.:

32

33

или

Wr= A - S Q rct^1 .

Данное уравнение является уравнением пряной, наклон кото­ рой зависит от величины углового коэффициента 0ctcj£2(piscJ.I7).

Полученные теоретические характеристики соответствуют ко­ лесу с бесконечным числом лопаток. Теоретический напор . W/

34

Гидравлические потери складываются из потерь на трение в каналах и потерь на удар при входе жидкости на лопатки рабо­ чего колеса и направляющего аппарата.

Гидравлические потери трения пропорциональны квадрату ско­ рости движения жидкости по каналам и в оистѳме координат Q-H им соответствует кривая I (парабола). Потери на удар есть ре­ зультат несовпадения направления движения потока и угла входа

равлических потерь (кривая 2). После учета механических и объ­ емных потерь характеристика не изменит своего вида, но будет несколько смещена в сторону меньших расходов (кривая 4

рис.I.18).

35

Таким образом, расчетная характеристика насоса Q - W пред­ ставляет собой параболическую кривую, кривизна которой зависит от величины потерь, обусловленных конструктивным совершенством насоса.

Построение характеристики Q - И аналитическим путем пред­ ставляет большие трудности. Практически характеристика насоса

Q - И находится опытным путем.

Эти зависимости на­ глядно отображают ра­ боту в различных ре­ жимах и позволяют по­ добрать для данных ус­ ловий работы гидравли­ ческой сети насос, обеспечивающий расчет­ ный расход и напор.Они

строятся на основании данных заводских испы-

таний насоса. Измере­

ния величин Q , /У и /V производятся при различной степени открытия задвижки на напорном патрубке на 7-8 режимах, причем первый замер снимается при полном закрытии задвижки. На основа­ нии полученных частных значений параметров насоса в прямоуголь­ ной системе координат строятся графики - рабочие характеристики

ся оптимальной точкой, так как она соответствует оптимальному режиму работы насоса.

При закрытой задвижке на напорной трубе ( Q = 0) напор на­ соса равен И 0 . При таком режиме работы насоса расходуется около 30% мощности /Ѵа на преодоление механических сопротив­ лений и на нагрев жидкости. Работа насоса при закрытой задвижке

36

не опасна с точки зрения механической перегрузки. Однако в этом случае следует опасаться перегрева жидкости внутри кор­ пуса насоса и выхода из строя подшипников. Поэтому допускается лишь кратковременная работа насоса при закрытой задвижке.

Рабочие характеристики по своему внешнему виду подобны теоретическим.

Характеристики Q - H центробежных насосов имеют, различные формы. Они бывают (рис.1.20) круто падающими, пологими и воз­ растающими.

ческих высот всасывания и нагнетания);

^ h - сумма всех гидравлических сопротивлений во всасываю­ щем и напорном трубопроводах.

Сумма гидравлических сопротивлений системы равна