11. § 2.4. Характеристики насосов

Выше (см. § 1) были описаны основные пара­метры, которые имеет насос любого типа и конструкции. Это: напор, подача, мощность и КПД. Для лопастных на­сосов в идеальных условиях (перекачивается идеальная жидкость рабочим колесом с бесконечным количеством ло­паток) теоретическая связь указанных параметров — ли­нейная. Реальные условия делают эту связь криволиней­ной, не поддающейся математическому описанию форму­лами. Поэтому ее устанавливают экспериментально, путем испытаний на специальных стендах при постоянном числе оборотов рабочего колеса. Результаты испытаний изобра­жают в виде графиков зависимости напора, мощности и КПД насоса от его подачи, которые называются частны­ми характеристиками. Они строятся на одном поле с со­ответствующими шкалами (рис. 2.11.) и заносятся в ката­лог, с помощью которого и подбирается насос при проек­тировании насосных станций.

Иногда с целью уточнения частных характеристик, про­изводят испытания насоса, установленного в насосной стан­ции. Такие уточненные характеристики называют рабочими.

На рис. 2.11 буквой Н обозначена напорная характерис­тика Н = 4Q), которая показывает, что с увеличением пода­чи от 0 на графике "а" напор плавно уменьшается, в то же иремя на втором графике "б" напор сначала несколько уве­личивается, а потом уже плавно уменьшается.

Первый случай свидетельствует о стабильной работе на-1'оса, т. к. одной подаче соответствует одно значение напора,во втором, в зоне с—d — два, что делает работу насоса неста­бильной, а значит эксплуатировать его в этой зоне нельзя.

Наиболее эффективно насос будет работать в зоне между точками аи Ь, которая соответствует наибольшим значени­ям КПД (кривая h = f (Q)). Эта зона называется рабочей областью насоса. Значит, рабочая область насоса — это диапазон изменений подачи и напора, соответствующий КПД, которые отличаются от максимального (точка m на рис. 2.11) не более, чем на 10% (зона а—Ь).

Кривая, обозначенная на рис. 2.11 буквой N, называется мощностной характеристикой и показывает функциональ­ную связь мощности и подачи, т. е. N = f_s(Q). Так как при закрытой задвижке на напорном трубопроводе (Q = 0) по­требляемая насосом мощность — минимальная, то это об­легчает пуск электродвигателя, который не будет испыты­вать перегрузок. Отсюда Рис. 2.13. Универсальная характеристика центробежного насоса

следует рекомендация эксплуационнику: осуществлять запуск насосной установки с цен­тробежным насосом при закрытой задвижке на напорном трубопроводе. Это нужно делать еще и во избежание воз­никновения гидравлического удара, если напорный трубо­провод заполнен водой.

На рис. 2.12 показаны частные характеристики центро­бежных насосов типа Д, которые получены при заводских испытаниях и помещены в каталог насосов. Поэтому их называют типовыми.

Частные характеристики осевых насосов аналогичны цент­робежным, но мощностная кривая не возрастающая, а падаю­щая, т. е. с увеличением подачи от 0 мощность уменьшается от максимального своего значения, соответствующее Q = 0. Это шачит, что при закрытой задвижке на напорном трубопро-моде насос требует от электродвигателя максимальной мощности, которую в момент пуска он обеспечить не может ствует опасность выхода его из строя. Поэтому пуск насосной установки с осевым насосом производится при полностью открытой задвижке на напорном трубопроводе.

Во избежание возможной ошибки при эксплуатации на­сосных станций с осевыми насосами их проектируют без задвижек на напорных трубопроводах.

Один и тот же лопастной насос может работать при раз­личной частоте вращения его рабочего колеса. А так как при этом изменяются его основные параметры, то положе­ние характеристик будет другим.

Для того чтобы не производить испытания насоса каж­дый раз, когда меняется число оборотов, применяют универ­сальные характеристики (рис. 2.13).

Они позволяют судить о Q, Н, N и КПД при всех практи­чески возможных частотах вращения рабочего колеса. Пред­положим, что по условиям эксплуатации необходимо обеспечить подачу Qp и напор Нр. Расчетная точка Ар легла на напорную характеристику, которая получена для числа обо­ротов nl. КПД при указанных расчетных параметрах опре-лсляется экстрополированием между кривыми hj и h,, а мощ­ность снимается по кривой N₂ в точке Np.

Гак как основные параметры осевого насоса кроме того и (меняются в зависимости от угла установки лопастей, то оолее удобными здесь являются безразмерные универсаль­ные характеристики (рис. 2.14).

Такие характеристики имеются для всех семи моделей осевых насосов. Каждая из них может применяться для ис(>х стандартных диаметров рабочих колес, углов уста­новки лопастей и чисел оборотов. Например, требуется установить полную марку, угол установки лопастей и чис­ло оборотов рабочего колеса осевого насоса, который обес­печил бы расчетный напор Нр = 8 м и подачу Qp = 2,2 м³ при достаточно высоком КПД. По условиям эксплуата­ции насос необходим с вертикальным валом.

Для того чтобы на безразмерную характеристику осевого насоса, представленную на рис. 2.14, нанести расчетную точ­ку, необходимо прежде всего, найти безразмерные коэффи­циенты K_Q и К_н , которые определяются по формулам:

Задаваясь различными значениями числа оборотов п и диаметра рабочего колеса D, по формулам (2.1) определя­ют указанные коэффициенты, являющиеся координатами расчетной точки Ар, которая должна попасть в зону наиболь­ших КПД. В данном примере это: п = 730 об/мин, D = 70 см. Тогда /C_Qp = 0,52, а /С_н — 0,11. Точка Ар с такими коорди­натами легла в зону КПД = 83%, а угол установки лопа­стей устанавливается экстраполяцией между 0 и —3°20'. Таким образом, полные сведения об осевом насосе: ОВ-70, и - 730 об/мин, угол установки лопастей 8 =? —2°.

При необходимости можно из универсальной безразмерной получить частную размерную характеристику, аналогичную представленной на рис. 2.11. для любых сочетаний D, п и Q.

Для этого проведем через точку Ар безразмерную иапор-н Vк) характеристику (на рис. 2.14 она показана штрихами) и снимем значения К и Кн в точках пересечения этой кривой с кривыми КПД. Расчет удобнее вести в табличной форме.

По данным граф 5 и 6 построим размерную частную напорную характеристику, а по данным граф 1 и 6 — ха­рактеристику КПД. Эти частные характеристики приме­нимы для насоса Оп5 с углом разворота лопаток G = —2°, диаметром рабочего колеса D — 70 см и частотой его вра­щения п — 730 об/мин.

18-19. § 2.5. Кавитация в лопастных насосах

Явления кавитации в текущей жидкости возника­ет в тех случаях, когда давление в какой-либо области ее потока снижается до давления насыщенных паров (давле­ние парообразования), т. е. давления, при котором вода за­кипает при данной температуре. Чистая вода, как известно, закипает при нормальном атмосферном давлении при 100°С, а еслитемпература ее в естественных условиях менее 30°С, то давление парообразное™ будет меньше 0,004 МПа (или А_пж<0,4м).

Во всасывающей части насоса, в силу определенных при­чин, давление может понизиться до давления парообразо­вания и вода закипит. Кипение воды сопровождается обра­зованием пара и выделением растворенных в ней газов. Так как жидкость не имеет свободной поверхности, то пар и газ образуют микроскопические пузырьки, которые на­сыщают жидкость и в результате этого она теряет сплош­ность, а насос — способность ее перекачивать в виду того, что условием работоспособности лопастных насосов явля­ется наличие неразрывного сплошного потока. Поэтому первым признаком кавитирующего насоса является его прерывистая, неустойчивая работа.

Кроме того, пузырьки, попадая вместе с потоком в зону повышенного давления, схлоповаются, пар — конденсиру­ется, а газ снова растворяется в воде. Образовавшиеся мик­ропустоты мгновенно заполняют частицы жидкости, кото­рые сталкиваясь друг с другом, вызывают местный гид­равлический удар, в результате которого в этом месте давление может возрасти до нескольких десятков мегапас-калей (сотен атмосфер), что приводит к резкому увеличе­нию потерь напора внутри насоса и, следовательно, к умень­шению напора на выходе из него.

Если пузырьки схлоповаются около стенок проточной час­ти рабочего колеса, то металл его подвергается многократ­ным механическим ударам частиц жидкости, воздействию огромного давления, возникшего при гидравлическом ударе и химической коррозии от газов, не успевших раствориться в жидкости. Все это вместе взятое разрушает материал стенок, придавая ему "изъязвленный" вид. Такой тип разрушения материала получил название кавипкщионная эрозия.

Таким образом, кавитация насосов очень вредное явле­ние, которое приводит не только к неустойчивой работе, но и к разрушению материала насоса, его подшипников и приво­да, т. к. кавитирующий насос подвергается довольно ощути­мой вибрации. Следовательно, в задачу эксплуатационника должно входить принятие мер, не допускающих возникнове­ние условий, из-за которых в насосе может недопустимо по­низиться давление, т. е. причин, вызывающих кавитацию. Таких причин несколько: большая положительная высота всасывания, большое сопротивление во всасывающем тру­бопроводе, высокая температура перекачиваемой жидкости, низкое давление на поверхности воды в нижнем бьефе и др. В случае, если по каким-либо условиям нельзя уменьшить длину всасывающего трубопровода, или увеличить его диа­метр с целью уменьшения сопротивления в нем, а так же умень­шить температуру перекачиваемой жидкости, или повысить давление на ее поверхности в нижнем бьефе, то единственным способом избежать кавитации остается назначение такой вы­соты всасывания, которая не даст возможности насосу разви­вать недопустимо низкое давление. Предельная высота уста­новки насоса по отношению к уровню воды в нижнем бьефе, по превышению которой наступает кавитация, называется допустимой высотой всасывания. Следовательно, кавитация не наступит, если будет выполнено условие:

h, < It/™, (2.2)

где п_л — принятая геометрическая высота всасывания,

h ^доп — допустимая высота всасывания, расчитанная с учетом причин,

способных вызвать кавитацию.

Допустимая геометрическая высота всасывания может быть определена по формуле:

п^даи = Н ~ h ~ Дп - h , (2.3)

В б ПЖ ^-* ТВ ^ '

где Н₆ — атмосферное давление в данной местности, м (Приложение 3);

h_n — давление насыщенного пара, которое зависит от температуры

жидкости (Приложение 4);

h_ra —- потери напора во всасывающем трубопроводе;

ДЬ — допустимый кавитадионный запас в м, который определяется

по кривой ДЬ = f (Q), имеющейся на типовой характеристике насоса (например для насоса Д500-65, характеристика которого приведена на рис. 2.12.)

Если на типовой характеристике вместо кривой Д h = f(Q) имеется кривая Н_вак^доп = f (Q), то допустимая высота всасы­вания определяется по формуле:

h ^доп = Н ^доп - h - (10 - Нб) - h , (2.4)

в вак пж ^v ' тв * '

где Н_вак^воп — допустимая вакуумметрическая высота всасывания. Ос­тальные обозначения те же.

Кривые Дп = f (Q) и Н_вак^дод = f (Q) получены путем кави­тационных испытаний, которые проведены по различным ме­тодикам и их результаты нанесены на характеристики насо­сов. Эти кривые получили название кавитационных харак­теристик.

На безразмерных характеристиках осевых насосов (рис. 2.14) данные кавитационных испытаний нанесены в виде пунктирных кривых, обозначенных K_Ah, которые определяются по формуле:

Ah

8-9. § 2.6. Понятие о подобии насосов и коэффициенте быстропроходности

При проектировании, испытании и эксплуатации насосов широко используют теорию их подобия. Например, используя геометрически подобные модели насосов, харак­теристики которой хорошо изучены, можно получить анало­гичные характеристики для проектируемого насоса или, по­лучив опытным путем характеристики насоса на одних ре­жимах его работы, можно, не делая испытаний, получить их для других режимов.

Геометрическое подобие означает постоянство отноше­ний их геометрических размеров, т. е. отношение диамет­ров их рабочих колес должно быть равно отношению диа­метров всасывающих и нагнетательных патрубков, отно­шениям размеров проточных каналов и т. д.

Для геометрически подобных рабочих колес натурного ("Н") и модельного ("М") насосов должно соблюдаться условие

IjL н ^и

Ги А, »„

где § — линейный масштаб подобия;

в — ширина капала рабочего колеса;

D — диаметр внешней окружности рабочего колеса;

г — радиус колеса.

Кинематическое подобие означает постоянство отноше­ний сходственных векторов скоростей и равенство углов между ними в потоке жидкости, двигающимся в межлопа­стных каналах рабочего колеса, т. е.

Я

и..

п.

А

CO..

где п — частота вращения рабочих колес рассматриваемых насосов; ,9— скорость абсолютного движения;

— скорость относительного движения; U — скорость переносного движения (окружная скорость).

Динамическое подобие требует равенства чисел Рейполь-дса, Фруда и др.; для потоков жидкости в обоих насосах. Так как центробежные насосы обычно работают в режимах автомодельности или близких к ним, то для подобия режи­мов работы насосов считается достаточно геометрического и кинематического подобия.

На основании формул можно записать, что

⁽²⁽³)

Я

т. е. подача подобных насосов, работающих в подобных ре­жимах, пропорциональна линейному масштабу подобия в тре­тьей степени, а также частоте вращения в первой степени.

Я

(2.7)

N

П..

т. е. напор, развиваемый подобными насосами в подобных режимах, пропорционален линейному масштабу у подобия во второй степени и частоте вращения во второй степени.

(2.8)

iL = Ј⁵

#..

т. е. мощность насосов пропорциональна линейному масш­табу подобия в пятой степени, частоте вращения рабочего колеса в третьей степени.

Обобщенным критерием оценки различных рабочих ко­лес лопастных насосов принято считать так называемый коэффициент быстроходности п , или его иначе называ­ют удельной частотой вращения рабочего колеса насоса. Коэффициентом быстроходности называют частоту вра­щения рабочего колеса насоса, подобного другому, которое при подаче Q = 75 л/с обеспечивает напор Я = 1 м. Формулу для расчета коэффициента быстроходности получают из формул подобия (2.6) и (2.8) путем подстановки в них зна­чений величин в соответствии с приведенным выше опре­делением и совместным их решением, в результате чего:

(2.9)

п =3.657 •

Я„

где (р_от н Н_ш — соответственно подача в м'/с и напор в метрах в опти­мальной точке напорной характеристики насоса; п — частота вращения в с'.

Дли iijm'ucoii с дпухетороппим входом жидкости в рабо­чей колет и формулу (2.9) пместо Q_on подставляют Q /2.

Коэффициент оыстроходности характеризует тип ра'ёоче-|«| колгч'/i и соотношение его основных размеров. Так у тихо-NO/iniiix luu'ocoit (.10 < п < 80) отношение диаметра рабочего колет (А,) к диаметру его входа (D_Q) велико (приблизитель­но рлппо ;1), а отношение ширины колеса 1>₂ к его диаметру — мало (приблизительно равно 0,03). Поэтому такой насос об­ладает меньшей подачей, но большим напором и сравни­тельно малым КПД. У нормальных по быстроходности насо­сов (80 < n_s < 150) подача больше, но меньше напор и выше КПД. Быстроходные насосы (150 < n_s < 350) из-за значи­тельного уменьшения отношения D,jD_Q до 1,4—1,8 и увеличе­ния bjD₂ при конструировании требуют изменения формы лопастей рабочего колеса. Два насоса можно считать по­добными, если они соответствуют трем критериям подобия: геометрическому, кинематическому и динамическому.

Осевые насосы имеют n_s в пределах 500—1500, а отноше­ние D₂/D₀ равным 1. Поэтому они способны перекачивать большие массы жидкости при низких напорах, а это делает их широко применимыми в осушительных насосных станци­ях на польдерных системах с машинным водоотводом.

13-15. Недостатком данного способа регулирования параметров насоса является то, что его КПД с уменьшением диаметра рабочего колеса так же уменьшается и тем больше, чем на большую величину обтачивается рабочее колесо. Для опре­деления оптимального КПД при обточке рабочего колеса можно использовать формулу Муди:

(2.17)

0,45.

(1 - VY{D/DJ

Целесообразные пределы обточки, установленные на ос­новании опыта работы с. обточенными колесами, приведе­ны в таблице 2.1.

Таблица 2.1 Допустимые пределы уменьшения рабочего колеса

ns; об/мин	60	120	200	300	350	>350
D-Do6	0,2	0,15	0,11	0,07	0,00	0,00
D

Пусть, по условиям эксплуатации, необходимо насосом, напорная характеристика которого представлена на рис. 2.16, обеспечить подачу <У_Ар и напор H_Ai. Точка А легла ниже кривой Я,, полученной при исходном диаметре D, а это значит, что данную характеристику необходимо пони­зить так, чтобы она прошла через точку А . Это можно сделать, пересчитав ее координаты на обточенный диа­метр рабочего колеса.

Пересчет начинают с определения коэффициента быст­роходности насоса по формуле (2.9), величина которого по­зволит установить применимые формулы обточки и допу­стимый ее предел. После этого устанавливают величину уменьшенного диаметра D_o6 путем построения параболы подобных режимов по уравнению (2.13), предварительно найдя параметр параболы k. Найдя координаты точки А (Q_i и Я,) и подставляя их в формулу (2.14 или 2.15), нахо­дят требуемый диаметр рабочего колеса D_of>. При помощи таблицы 2.1 устанавливают допустимый предел обточки, а потом производят пересчет характеристики аналогично тому, как это делается при изменении частоты вращения рабочего колеса.

Рис. 2.16. Изменение напорной характеристики при обточке рабочего колеса

Кривая КПД пересчитывается при помощи формулы (2.17) и должна пройти левее исходной.