1.3.Движение жидкости в рабочем колесе центробежного насоса.

Для изучения теории рабочего колеса центробежного насоса и последующего вывода основных теоретических зависимостей воспользуемся упрощенной схемой движения жидкости в рабочем колесе насоса. Будем считать, что рабочее колесо насоса имеет бесконечное число тонких лопаток. Поток жидкости в колесе равномерно распределяется по бесконечно тонким каналам между лопатками. Такое движение жидкости по отдельному бесконечно тонкому каналу можно рассматривать как движение элементарной струйки.

При движении жидкости в рабочем колесе насоса различают три скорости:

скорость переносного движения u, т. е. окружную скорость вращения, с которой жидкость вращается вместе с рабочим колесом; эта скорость направлена по касательной к окружности (в сторону вращения рабочего колеса) и зависит от радиуса вращения;

скорость относительного движения w, т. е. скорость движения жидкости относительно лопаток рабочего колеса в направлении от его центра к периферии; эта скорость направлена по касательной к лопаткам рабочего колеса;

скорость абсолютного движения v, являющуюся равнодействующей двух составляющих скоростей u и w.

Рассмотрим движение жидкости по одной из элементарных струек между двумя смежными лопатками рабочего колеса (рис. 86, а и б). Колесо имеет бесконечное число лопаток. Обозначим через u1, w1 и v1 соответственно переносную, относительную и абсолютную скорости движения жидкости при входе на лопатки рабочего колеса, а через u2, w2 и v2 - соответствующие скорости при выходе из рабочего колеса.

Из параллелограммов скоростей на входе и выходе из рабочего колеса (рис. 36, а) можно записать

Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе

Касательная составляющая абсолютной скорости на выходе

Здесь и — углы соответственно между абсолютной и переносной скоростями на входе и выходе из колеса; и — углы соответственно между относительной и переносной скоростями на входе и выходе из колеса.

Углы и называют углами лопаток и характеризуют их очертание. Величины углов и должны быть такими, чтобы поток при входе на лопатки, а также при сходе с них имел наименьшие гидравлические сопротивления и чтобы не было ударов жидкости о лопатки и резких срывов потока с лопаток.

1.4.Типы лопаток рабочего колеса насоса и влияние их формы на величину теоретического напора.

От формы очертания лопаток рабочего колеса зависит величина теоретического напора, создаваемого рабочим колесом, а, следовательно, и величина КПД насоса. Поэтому форме очертания лопаток при конструировании центробежных насосов придают особо важное значение.

По форме очертания лопатки центробежных насосов разделяются на три типа:

отогнутые назад, считая по ходу вращения рабочего колеса (рис. 87, а);

отогнутые вперед (рис. 87,6);

с радиальным выходом (рис. 87, в).

1 тип 2 тип 3 тип

а б в

Рис. 87.

Проанализируем, как влияет форма очертания лопаток на теоретический напор и КПД насоса.

Из параллелограммов скоростей на выходе потока из рабочего колеса можно написать

,

откуда

Подставив значение , получим

Рассмотрим три рабочих колеса, имеющих разные типы лопаток:

1 — тип — лопатки, отогнутые назад; угол <90°. Из уравнения следует, что

2— тип — лопатки, отогнутые вперед по направлению вращения рабочего колеса; угол >90°. Теоретический напор

3— тип — лопатки с радиальным выходом: угол = 90°. Из уравнения получаем

Таким образом, из уравнения следует, что при увеличении угла увеличивается напор, развиваемый насосом, а также абсолютная скорость. Но желательно из полной удельной энергии потока иметь как можно большее значение потенциальной энергии. Поэтому в конструкциях рабочих колес применяют специальные устройства, при помощи которых часть кинетической энергии превращается в потенциальную энергию давления. Однако, чтобы не снижать величину гидравлического КПД, необходимо основную часть энергии давления создавать в самом рабочем колесе насоса.

Посмотрим, какую роль в образовании величины играют при разных типах лопаток кинетическая и потенциальная энергии, для чего обратимся к уравнению:

Обозначим для краткости потенциальную энергию давления и назовем , статическим напором, а кинетическую энергию обозначим и назовем , динамическим напором. Тогда

Отношение называют коэффициентом реактивности рабочего колеса. С увеличением угла возрастает величина , а следовательно, и динамический напор, а статический напор и коэффициент реактивности рабочего колеса насоса в этом случае уменьшаются.

Если подсчитать величины и при различных углах, то получится следующее: при 90° создается на 50% за счет и на 50% за счет ; при >90° в создании большую роль играет ; при <90° - .

Таким образом, с точки зрения получения максимального коэффициента реактивности наиболее выгодными считаются лопатки первого типа, отогнутые назад, так как они обеспечивают наименьшие гидравлические потери и большую производительность.

Лопатки второго типа, отогнутые вперед, создают при движении жидкости значительно большие гидравлические потери вследствие резкого увеличения сечений канала между лопатками, что приводит к снижению КПД насоса. Лопатки третьего типа, с радиальным выходом, являются промежуточным вариантом между первым и вторым типами лопаток.

В центробежных современных насосах, как наиболее выгодные, применяют лопатки первого типа, при оптимальных рабочих углах

=90°; =25 . . . 30°; = 8 . . . 15°; =25 . . . 40°.

Для окончательного решения вопроса о выборе формы очертания лопаток и их рабочих углов и необходимо проводить точные расчеты и экспериментальные исследования на основании теории, разработанной советскими учеными (Г. Ф. Проскурой, И. И. Куколевским, И. Н. Вознесенским и др.).

Благодаря применению точных расчётов, базирующихся на теории отечественных ученых, наши заводы в настоящее время изготовляют насосы и гидравлические турбины большой производительности с высоким КПД.