5. Расход энергии на перекачку жидкости поршневыми насосами

Насос можно рассматривать как машину, поднимающую Км³/с жидкости плотностью р кг/м³ с глубины h_rB м на высоту h_rH м. Сумма Н_г = /г_гв + п_гн носит название полной геометри­ческой высоты подачи. Подъем жидкости на высоту Я_г сопряжен, как известно, с гидравлическими потерями во всасы­вающем (Л_пв) и нагнетательном (Л_Ш1) трубопроводах. Сумма Н_г + + h_nB + h_nH = Я_м, носящая название манометриче­ской высоты подачи, может быть найдена суммирова­нием показаний вакуумметра и манометра, включенных непосред­ственно перед входом жидкости в цилиндр насоса и на выходе из него. Таким образом, полезная мощность насоса со­ставляет (в кВт):

Действительная мощность на валу на­соса Л^д превышает величину jV_n вследствие потерь энергии на'; а) гидравлические потери внутри насосного цилиндра; б) непроиз­водительные утечки жидкости внутри насоса; в) трение в подшип­никах, шатунно-кривошипном механизме, сальниках и т. п. Эти потерн энергии выражаются соответственно гидравлическим (г)_г), объемным (т|_н) и механическим (г)_м) коэффициентами полезного действия. Таким образом, полный расход энергии

^д I000rirrjoT)_M 1000>,_H ^v ' Здесь r)_H = ii_rr|₀r)_M — полный коэффициент по­лезного действия насоса, выражающий отношение полезной мощности насоса к мощности на его валу.

Численные значения коэффициентов полезного действия порш­невых насосов колеблются в следующих пределах: г\_г = 0,75—0,98; По = 0,90—0,98; г,_и = 0,85—0,95; rj_H = 0,60—0,90.

При определении расхода энергии на перекачивание жидкостей (NJ необходимо еще учесть коэффициенты полезного действия передаточного механизма (г)_п) и электродвигателя (п_д):

N₃ = — (П.9)

ЧпЧэ

6. Регулирование производительности поршневых насосов

В процессе эксплуатации поршневого насоса иногда требуется изменить его производительность. Увеличение или уменьшение последней чаще всего достигается путем соответствующего повы­шения (до допустимого предела) или понижения числа оборотов насосного вала. В приводных насосах это осуществляется регу­лированием числа оборотов двигателя, изменением передаточного числа приводного механизма, установкой вариаторов и т. п. В насосах специальных конструкций предусматривается регу­лирование производительности путем изменения длины хода поршня перестановкой пальца кривошипа (увеличивая или умень­шая радиус кривошипа). Наименее экономичным является регу­лирование подачи насоса путем перепуска части жидкости из на­гнетательной линии обратно во всасывающую; к этому приему прибегают весьма редко. Заметим, что регулирование производи­тельности поршневого насоса не связано с изменением развивае­мого напора. Для ограничения последнего во избежание поломки насосы снабжаются предохранительными кла­панами.

7. Достоинства и недостатки поршневых насосов

Ценным достоинством поршневых насосов является неза­висимость их производительности от развиваемого напора, т. е. возможность подачи небольших количеств жидкости под высоким давлением. Некоторым преимуществом этих насосов яв­ляется также осуществление их пуска в ход без предварительной заливки всасывающего трубопровода и рабочего цилиндра пере­качиваемой жидкостью.

Поршневые насосы обладают, одновременно, рядом суще­ственных недостатков, сильно ограничивающих область их вы­годного применения. К числу основных недостатков относятся: а) громоздкость, большая металлоемкость и высокая стоимость, обусловленные принципом действия (периодичностью всасывания и подачи жидкости) и тихоходностью; б) возвратно-поступательное движение поршня, вызывающее необходимость в тяжелых фунда­ментах; в) большая занимаемая площадь (самим насссом и его приводом); г) наличие клапанов, требующих постоянного ухода и ремонта, а также исключающих возможность перекачки жид­костей, содержащих взвешенные твердые частицы (суспензии); д) потребность в промежуточной передаче между насосом и дви­гателем; е) неравномерность всасывания и нагнетания жид­кости .

Заметим, что производительность поршневых насосов по при­чинам конструктивного характера обычно ограничена —150 м^;

³/ч.

Б. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ

1. Устройство и принцип действия центробежных насосов

В простейшем виде центробежный насос (рис. П-5, а) состоит из колеса с лопатками / в форме изогнутых цилиндрических по-

верхностей, сидящего на валу 2 ьнутри улиткообразного корпуса 3. Последний имеет два патрубка — центральный 4 и тангенциаль­ный 5; первый присоединяется к всасывающему трубопроводу 6, а второй — к нагнетательному 7. Отверстия 8 в корпусе, через которые проходит вал, уплотняются при помощи сальников; в малых насосах колесо иногда сидит на консольном валу и корпус имеет лишь одно сальниковое уплотнение. Рабочее колесо (рис. П-5, б) образуют два диска, соединенные между собою за­гнутыми назад лопатками /, разделяющими пространство между дисками на ряд криволинейных каналов. Правый диск 2 — сплош­ной, левый 3 — с отверстием для входа перекачиваемой жидкости внутрь колеса. Вал насоса соединяется при помощи муфты с валом электродвигателя.

Перед пуском корпус насоса (следовательно, также колесо) и всасывающий трубопровод, снабженный на нижнем конце об­ратным клапаном, заливают жидкостью. После включения элек­тродвигателя жидкость в каналах между лопатками благодаря быстрому вращению рабочего колеса отбрасывается под действием центробежной силы от центра и вытекает с большой скоростью в улиткообразный корпус, а оттуда — в нагнетательный трубо­провод. При этом в центральной части насоса создается разреже­ние и жидкость из расходного сосуда под действием внешнего давления на ее свободную поверхность устремляется непрерыв­ным потоком по всасывающему трубопроводу внутрь насоса. Таким образом, в отличие от поршневого насоса центробежный насос производит непрерывное всасывание и нагнетание жидкости в приемный сосуд.

Насос, изображенный на рис. П-5, а, б имеет односто­роннее всасывание жидкости (слева). Для увеличения производительности (пропускной способности рабочего колеса) применяют насосы с двухсторонним всасыва­нием (рис. П-5, в).

Спиральная форма корпуса способствует плавному отводу жидкости из каналов между лопатками рабочего колеса в нагне­тательный трубопровод, а также постепенному понижению скорости жидкости с целью повышения ее давления за счет умень­шения кинетической энергии. Для завершения перехода кинетиче­ской энергии жидкости в потенциальную (давления) нагнетатель­ный патрубок насоса часто выполнен в форме диффузора. В не­которых конструкциях насосов для плавного перехода жидкости из колеса в спиральную камеру предусмотрен направля­ющий аппарат в виде неподвижного кольцевого канала (рис. П-5, г) с лопатками, охватывающего рабочее колесо. Эти лопатки изогнуты в сторону, обратную лопаткам колеса и совпа­дающую с направлением потока к нагнетательному патрубку.

Для контроля работы насоса к всасывающему патрубку при­соединяется вакуумметр, а к нагнетательному — манометр. Кроме того, на нагнетательной линии устанавливается задвижка, кото­рая служит для отключения насоса и регулирования подачи жидкости. Для защиты насоса от гидравлического удара при внезапной остановке нагнетательный трубопровод снабжается часто обратным клапаном.

Пуск центробежного насоса производится обязательно при закрытой задвижке на нагнетательном трубопроводе — во избе­жание перегрузки двигателя. Затем медленным открыванием задвижки постепенно переводят насос на подачу жидкости в нагне­тательный трубопровод. Чем длиннее последний, т. е. чем больше масса жидкости, которую нужно привести в движение, тем медлен­нее должны открывать задвижку, добиваясь при этом установле­ния нормального рабочего режима, характеризующегося отсут­ствием ударов и резкого шума в трубопроводе.

Рассмотренные насосы, где требуемый манометрический напор достигается при прохождении жидкости через одно рабочее колесо, называются одноступенчатыми. Этот напор обычно не превышает 50 м и редко бывает более 70 м. Для созда­ния более высоких напоров применяют многоступенча­тые насосы, состоящие из нескольких одинаковых колес, вра­щающихся на общем валу (рис. 11-6). Жидкость, последовательно пройдя через все колеса, получает напор, равный сумме напоров, создаваемых каждым колесом. Теоретически, увеличивая число

6

Рис. П-6. Схемы многоступенчатых центробежных насосов:

а — четырехступенчатый насос с односторонним всасыванием: / — рабочее колесо? 2 — направляющий аппарат; 6 — двухступенчатый насос с двухсторонним всасыванием.

колес, можно достигнуть любого напора; практически он не пре­вышает в настоящее время 20 МПа.

Центробежные насосы изготовляют из разнообразных конструк­ционных материалов — металлических (чугуны, стали, специаль­ные сплавы, цветные металлы) и неметаллических (вплоть до ке­рамических и фарфоровых) — в зависи­мости от химической агрессивности пере­качиваемой жидкости.

Разновидностью центробежных насо­сов являются пропеллерные (осевые) насосы, применяемые для перемещения больших количеств жидко­сти (до 25 м³/с и более) при малых напо­рах (15 м). Рабочее колесо пропеллерного насоса (рис. 11-7) состоит из втулки с не­сколькими (обычно четырьмя) радиально

Рис. 11-7. Схема пропеллерного насоса.

расположенными лопатками винтового профиля 2, закрепленной на валу /. При вращении колеса лопатки сообщают жидкости движение не в радиальном направлении, как у центробежных насосов, а в осевом. Для устранения вращательного движения жидкости на выходе из колеса она проходит через направляющий аппарат 3, а оттуда поступает в нагнетательный патрубок 4.

Всасывающая линия примыкает снизу к корпусу насоса 5. До­стоинствами пропеллерных насосов являются простота устройства, компактность и нечувствительность к загрязнениям жидкости, а их недостатком — малая высота напора.

Расположение валов центробежных и пропеллерных насосов бывает горизонтальное и вертикальное.

2. Основное уравнение центробежного насоса

Для анализа работы центробежного насоса рассмотрим один из каналов рабочего колеса, ограниченный двумя соседними ло­патками (рис. 11-8). При работе насоса каждая частица жидкости в этом канале движется вдоль лопатки с относительной ско­ростью w, вращаясь одновременно вместе с рабочим колесом вокруг оси насоса с окружной скоростью и. Абсолютная скорость частицы жидкости в рассматриваемом канале с представляет собой гео­метрическую сумму скоростей w и и.

Из механики известно, что изменение в единицу времени мо­мента количества движения равно моменту равнодействующей внешних сил, действующих на систему. Обозначив через G массу жидкости, проходящей через колесо насоса в единицу времени, получим: G (R₂c₂ cos а₂ — Rc_x cos с^) = М, где R, и R₂ — вну­тренний и внешний радиусы колеса (рис. 11-8, а). В нашем случае М — вращающий момент, поэтому, если угловая частота враще­ния колеса равна со, то мощность, переданная жидкости лопат­ками колеса при отсутствии потерь, выразится так: /И со = Ggfi_T, где Я_т — теоретический напор, создаваемый колесом насоса. Таким образом

Geo (r?₂c₂ cos а₂ — R^c, cos а,) = GgH_T

Поскольку aR, = u, и a>R₂ = и₂, из последней формулы находим выражение для теоретического напора, называемое основным уравнением центробежного насоса:

Нг = («2^C2^{COS а}2 ^{— U}1^C1 ^{cos a}i) (II. 10)

С целью достижения максимального значения Я_т рабочие ко­леса обычно выполняют так, что жидкость входит на лопатку почти радиально. В этом случае а, 90° и

#Т= (Ug) «2^C2^COSa2 (II.10а)

Действительный напор Н, создаваемый насосом, меньше теоретического по двум причинам: 1) часть напора затра­чивается на преодоление гидравлических сопротивлений внутри насоса; 2) не все частицы жидкости в канале между двумя лопат­ками движутся по одинаковым траекториям, поэтому треуголь­ники скоростей на выходе из колеса для разных струек различны. Потери напора, обусловленные первой причиной, учитываются гидравлическим коэффициентом полезного действия г\_п а второй причиной — коэффициентом г|₀. Таким образом

^м = \% (^и?^{с cos a}Je) (11. i об)

Величина х\_т зависит от конструкции насоса, его размеров, качества изготовления и находится в пределах 0,7—0,9; в среднем

т = о,8.

б

Рнс. П-8. Картина скоростей на входе и выходе центробежного насоса:

а — треугольники скоростей входа и выхода жидкости: 6 — формы лопаток рабочего

колеса.

Заметим, что напор, развиваемый центробежным насосом, судя по выражениям (11.10) и (II. 10а), не зависит от физических свойств перекачиваемой жидкости. В действительности же такая зависимость существует и главным образом от вязкости. С ростом последней величины Я и % падают. Следует иметь в виду, что характеристики насосов, приводимые заводами-изготовителями, обычно относятся к воде и требуют опытной корректировки применительно к другим жидкостям, отличающимся от воды вязкостью.

На величины Н_т и ц_г оказывает большое влияние форма лопаток рабочего колеса, их угол наклона 8₂. В самом деле, как видно из рис. 11-8, а, с₂ cos а₂ = и₂ — с, ctg В₂, поэтому Н_г = = (u-Jg) (и₂ — с, ctg В₂), причем обычно с_г с_г.

Для лопаток, загнутых назад относительно направления вра­щения колеса (рис. 11-8, б), В₂ < 90° и Я, <(u\lg). В случае радиально расположенных лопаток (рис. 11-8, б)В₂ = 90° и Н_т = = u\lg. Наконец, для лопаток, загнутых вперед (рис. II-8, б), Нт > (u\lg). Следовательно, при прочих равных условиях, наи­большее значение Я_т обеспечивают лопатки, загнутые вперед. Однако, такие лопатки создают максимальную скорость с₂, обус­ловливая увеличение потерь энергии при превращении скорост­ного напора в давление и падение ri_r. Эти потери меньше в случае лопаток, загнутых назад (преимущественно применяющихся на практике), отличающихся, кроме того, более плавным выходом жидкости, и в результате — более высоким значением г|_г. У раз­личных центробежных насосов Вj = 20—40° (из условия безудар­ного входа жидкости) и 6₂ = 14—60°.

з. Геометрическая высота всасывания жидкости центробежным насосом

Движущей силой процесса всасывания жидкости центробеж­ным насосом является разность давлений на свободную поверх­ность жидкости в расходном сосуде pjpg и у входа на лопатки ра­бочего колеса pjpg. При этом во избежание вскипания жидкости величина р_в не должна быть меньше давления паров жидкости p_t при ее температуре /. Перепад давления (р₀ — pi)lpg расходуется на: 1) поднятие жидкости на геометрическую высоту всасывания /г_гв, равную вертикальному расстоянию от свободной поверхности уровня в расходном сосуде до центра насоса; 2) преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающем трубопроводе Л„_в; 3) создание скоростного напора c\l2g во всасывающем трубо­проводе. Таким образом, (р₀ — p,)/pg = Л_гв + Л_пв + (c\/2g).

Опыт показывает, однако, что в рабочем колесе наблюдается еще добавочная потеря напора Ah, вызываемая неравномерным распределением скорости с, во входном сечении колеса и разли­чием относительных скоростей w в каналах между соседними лопатками. Это обстоятельство может повлечь за собой понижение давления ниже соответствующего температуре кипения жидкости

и, как следствие, ее испарение и выделение растворенных газов. Образовавшиеся пузырьки пара и газа увлекаются потоком жидкости в область более высокого давления, где они конденси- руются. В освобождающийся при этом объем устремляется жидкость, создавая множество местных гидравлических ударов большой силы, приводящих к повреждению или даже разрушению насоса. Описанное явление, называемое кавитацией, со- провождается резким шумом, треском, а иногда даже сотрясением всей машины, не говоря уже о падении производительности и гидравлического коэффициента полезного действия.

Для обеспечения надежной работы насоса необходимо учесть добавочное сопротивление Ah, которое, по опытным данным, пропорционально напору Н, развиваемому насосом, т. е. Ah — = аН, где о — коэффициент кавитации. Таким об­разом, (p_Q — p_t)/pg = Л_гв + h_m + {c\l2g) + аН. Отсюда нахо­дим искомую предельную геометрическую высоту всасывания жидкости центробежным насосом:

»_гв = (Ро - Pt)/P8 ~ "п. - -°^н V¹ •¹ »>

Для определения коэффициента кавитации пользуются эмпи­рической формулой: о = [(л ]/У)/126Н³'⁴)^4/3, где п — число обо­ротов рабочего колеса в минуту; V — производительность насоса, м³/с; Я — напор, м.

4. Расход энергии на перекачку жидкости центробежными насосами

Мощность на валу центробежного насоса, как и поршневого, определяется по формуле (11.8). И в данном случае коэффициент полезного действия насоса ц„ учитывает все потери, связанные с передачей энергии перекачиваемой жидкости: ц_н = ц_гЦо^и-Гидравлический коэффициент полезного действия Ti_r характери­зует потери энергии нп трение и местные сопротивления при движении жидкости внутри насоса; объемный ц₀ — вследствие утечки жидкости через зазоры и сальники; механический т)„ — в результате трения рабочего колеса о жидкость, а также в под­шипниках и сальниках. В хороших конструкциях центробежных насосов п_г = 0,8-0,9; п₀ = 0,90-0,98; п_м = 0,85-0,97; п_н = = 0,60—0,85.

Центробежные насосы, как уже сказано выше, приводятся в движение непосредственно от электродвигателя, т. е. без помощи передаточного механизма, поэтому полный расход энергии (в кВт) выразится так:

_N ^ ₌ Ypza (п.12)

_где г|_э _ коэффициент полезного действия электродвигателя.

5. Характеристики центробежных насосов

Одной из особенностей центробежного насоса является з а-висимость развиваемого им напора от производительности. Выше было показано, что Я_т = (u₂/g) (щ — c_r ctg р₂). Из рис. 11-8, а видно, что с, = с_г sin а₂, поэтому

#т = («_a/g) ("2 — ^с2^{sin а}2 ^c*g Pa) (^a)

Если наружный диаметр рабочего колеса равен D₂, а ширина его равна Ъ₂ (рис. 11-5, б), то по условию непрерывности потока теоретическая секундная производительность насоса выразится так: V = q>₂nD₂b₂c_r = cp₂nD₂b₂c₂ sin а. Подставляя значение с₂ sin а₂ из последнего выражения в уравнение (а), находим:

Ят = (ul/g) - (и, ctg Р₂/ет₂яОА) У (^б)

где ф₂ — коэффициент, учитывающий стеснение площади выход­ного живого сечения рабочего колеса лопатками (в среднем ср» = = 0,87-0,95).

Зависимость теоретического напора от производительности при лопатках, загнутых назад ф₂ < 90°), как видно из уравне­ния (б), изображается в системе координат Я — V падающей

прямой (рис. II-9), т. е. с ростом производительности теорети­ческий напор падает, а при закрытой задвижке (V = 0) он равен u\lg- Полученная зависимость Я = / (V) представляет теоре­тическую характеристику центробежного насоса при заданном постоянном числе оборотов рабочего колеса.

Действительная характеристика насоса (устанавливается опытным путем) отличается от теоретической по тем же причинам, по которым действительный напор отличается от теоретического, и имеет вид кривой /, изображенной на рис. 11-9, а. С изменением производительности и напора изме­няются также мощность на валу насоса N (кривая 2 на рис. 11-9, а) и коэффициент полезного действия т)„ (кривая 3 на рис. 11-9, а), имеющий максимальное значение при одной сопря­женной паре величии Я и У. График, представленный на рис. II-9, а, характеризует работу насоса при различных режимах, но при одном числе оборотов рабочего колеса; этот график назы­вается частной характеристикой центрббежного насоса.

П

2 ? — сумма коэффициентов местных сопротивлений; w„ — ско­рость жидкости в трубопроводе при расходе V м^3/с. Так как V = (ясР/4) w„, то

Я = Я_Р + JL + Е lW42gn*d* (б)

В уравнении (б) величина Я_г постоянна и не зависит от произ­водительности насоса, а второй член — величина переменная, зависящая от квадрата производительности. Следовательно, урав­нение (б), описывающее характеристику трубопровода, обслужи­ваемого насосом, представляет в системе координат H—V пара­болу. Если наложить последнюю на характеристику насоса (рис. 11-10, а), то точка пересечения обеих кривых М (рабо­чая точка насоса) будет, очевидно, удовлетворять условию,

ри изменении числа оборотов насоса (например, от n_t до п_ъ) его характеристики Я = / (V), сохраняя свою форму, занимают различное положение на графике Я — V; они располагаются выше или ниже соответственно с ростом или падением числа обо­ротов. В известных границах п треугольники скоростей входа и выхода жидкости остаются геометрически подобными, поэтому, как видно из рис. 11-9, а, справедливы соотношения:

с₂1с₂ = и₂/и₂ = п₂1п_х (в)

В таком случае

V2/Vl=^C2/^C2 = "2/"l (Г)

т. е. производительность насоса прямо пропорциональна числу его оборотов.

Пользуясь основным уравнением центробежного насоса и со­отношениями (в), находим:

Н₂/Н_{ = и₂с₂/и'₂с'₂ = п\/п\ (д)

т. е. напоры, развиваемые насосом, прямо пропорциональны квад­рату числа оборотов. Аналогично получим:

N₂/N_l = (V₂/V_l)(H₂/H_l)=4/n³_l (е)

т. е. мощность на валу насоса пропорциональна кубу его числа оборотов.

При помощи соотношений (г), (д) и Се) можно по одной харак­теристике Я — V построить одноименные характеристики для других чисел оборотов.

Для оценки работы насоса при различных режимах удобно пользоваться его универсальной характеристи­кой Срис. 11-Я, б), т. е. графиком, содержащим семейство кривых Я — V, соответствующих разным числам оборотов. Но каждый насос имеет лишь один наивыгоднейший рабочий режим, при лю­бом отклонении от которого коэффициент полезного действия % падает. По этой причине универсальная характеристика содер­жит также семейство кривых т)„ = const, из которых каждая выражена в определенных долях ц_макс.

6. Определение рабочих точек центробежных насосов

Из характеристики центробежного насоса видно, что его производительность при данном числе оборотов изменяется в за­висимости от создаваемого им напора и, следовательно, от не­обходимого напора в обслуживаемом аппарате или сети. Иными словами, режим работы насоса определяется характеристикой обслуживаемой им сети. Напор в последней слагается, как из­вестно, из геометрической высоты подачи жидкости Н_Г и гидравли­ческих потерь в трубопроводе Л_пв 4- Н_ПН = Я_п:

H = H_r + H„-H_r + (Wd+%t)w²j2g (а)

причем I — длина трубопровода диаметром d; К — коэффициент гидравлического сопротивления на прямолинейных участках;

Рис. 11-10. Определение рабочих точен центробежных насосов: а—одиночный насос; б—два параллельно включенных насоса; в — два последовая тельно включенных насоса.

когда производительность насоса равна требуемому расходу жидкости в трубопроводе, а развиваемый им избыточный напор (Н — Я_г = Я_п) равен потере давления в трубопроводе.

При выборе насоса необходимо соблюдать следующие условия:

а) При полностью закрытой задвижке на нагнетательном трубопроводе (V = 0) должно удовлетворяться неравенство Н_а > Н_г (в противном случае пуск насоса невозможен).

б) Рабочая точка М должна лежать в области максимальных значений г|_я.

в) Рабочая точка М должна располагаться на нисходящей ветвн харак- теристики насоса (правее Я_макс). т. е. в области его устойчивой работы. Дело в том, что на практике неизбежны периодические колебания производительности насоса и развиваемого нм напора вследствие включения или отключения отдель- ных потребителей жидкости, а также изменения числа оборотов из-за непосто- янства напряжения в электросети. При расположении рабочей точки на нисхо- дящей ветви характеристики насос автоматически увеличивает развиваемый им напор по мере уменьшения расхода в трубопроводе, и t аправление потока остается неизменным — от насоса в трубопровод. Если же рабочая точка на- ходится на восходящей ветви характеристики (область неустойчивых режимов насоса), то прн уменьшении V давление в трубопроводе окажется выше нзпора, развиваемого насосом, и жидкость устремится в обратную сторону — из трубо- провода в насос. Такие изменения направления потока жидкости сопровож- даются гидравлическими ударами, нарушением нормальной эксплуатации и износом оборудования.

7. Регулирование производительности центробежных насосов

Большим достоинством центробежных насосов является при­сущее им свойство саморегулирования, т. е. самостоя­тельного изменения рабочего режима соответственно изменению сопротивления нагнетательного трубопровода. Большей частью, однако, приходится на практике прибегать к принудительным методам регулирования, среди которых наиболее простыми, но и наименее экономичными являются перепуск части жидкости из нагнетательного трубопровода во всасывающий и изменение от­крытия задвижки на нагнетательном патрубке. В первом случае, естественно, теряется энергия, затраченная на сообщение неис­пользуемого напора перепускаемому количеству жидкости. Во вто­ром случае уменьшение подачи обусловлено изменением характе­ристики трубопровода (точка М на рис. II-10) и влечет за собой падение коэффициента полезного действия насоса и бесполезное увеличение манометрического напора на величину АН.

Уменьшение производительности насоса путем изменения сте­пени открытия задвижки на всасывающем трубопроводе влечет за собой увеличение разрежения при входе жидкости в рабочее колесо и опасность возникновения кавитации. Этот прием, однако, допустим в насосах, работающих с подпором на всасывании.

Наиболее экономичным методом регулирования производи­тельности насоса является изменение его числа оборотов, легко осуществимое в случае привода от тепловых двигателей и электро­моторов постоянного тока. Подавляющее количество насосов при­водится, однако, в движение электродвигателями переменного тока, допускающими варьирования числа оборотов только при наличии очень сложных дополнительных устройств.

8. Параллельная и последовательная работа центробежных насосов

Совместная работа нескольких насосов на общую нагнетатель­ную линию применяется в тех случаях, когда требуемые значения V или Н (либо оба) не могут быть обеспечены одним насосом. При необходимости увеличения диапазона производительности насосы включаются на параллельную работу, а для резкого увеличения напора при том же диапазоне производитель­ности (особенно в области малых значений V) они включаются последовательно. Однако при параллельной работе двух одинаковых насосов подача не удваивается, а при их после­довательном включении не удваивается напор; оба эти параметра требуют специального определения.

Допустим, что насос с характеристикой DBB_i} нагнетая жидкость в трубопровод с характеристикой ABC, имеет рабочую точку В, соответствующую подаче Vx и напору Нх (рис. II-10, б). Если при параллельной работе двух таких насосов на общий на­гнетательный трубопровод каждый встретит сопротивление, соот­ветствующее тому же напору Я_ь то их суммарная характеристика DCCi может быть построена путем удвоения производительностей при одинаковых напорах (Vi = V_u или V_l+n = 2V,). При парал­лельной работе обоих насосов на трубопровод, который обслужи­вал один из них, развивая напор Н_ъ получим новую рабочую точку С на пересечении характеристики трубопровода с суммарной характеристикой насосов. Легко видеть, что в этом случае законо­мерно V|₊n < 2V\, так как каждый насос, развивая более высокий напор (Я₁₊₁₁ > Нх), естественно, имеет меньшую производитель­ность. Совершенно очевидно, что при более крутой характери­стике трубопровода суммарная производительность двух парал­лельно работающих насосов будет удаляться от величины 2V_U а при более пологой (ABC) — приближаться к ней.

Суммарная характеристика двух одинаковых насосов при их последовательном включении (кривая FC_XCG на рис. II-10, в) строится путем удвоения ординат (напоров) характеристики одного насоса (кривая DBE) при разных производительностях. Рабочая точка (Сх или С), как обычно, получается на пересечении суммар­ной характеристики насосов с характеристикой трубопровода (АхВхСх или ABC). Из рис. 11-10, в видно, что напор, развиваемый двумя последовательно включенными одинаковыми насосами, меньше удвоенного напора, создаваемого каждым из них при ра­боте на тот же трубопровод: Я₁₊₁₁ < 2Я,. Это явление вполне закономерно, так как последовательное включение насосов со­провождается увеличением подачн (V_1+nt> V]) и, следовательно,

уменьшением напора #,. Очевидно, что величина Я_1+п будет тем ближе к 2Я, чем круче характеристика трубопровода.

Заметим, что как параллельное, так и последовательное вклю­чение насосов влечет за собою падение ц„, если каждый из них, работая отдельно, имел рабочую точку в области Пмакс-

9. Достоинства и недостатки центробежных насосов

Центробежные насосы получили в настоящее время большое распространение, а во многих химических производствах пол­ностью вытеснили поршневые насосы. Это объясняется их боль­шими достоинствами, к числу которых относятся: а) малая метал­лоемкость, сравнительно небольшой вес, легкий фундамент и не­большая занимаемая площадь, а также более низкая стоимость в сравнении с поршневыми насосами; б) высокая производитель­ность при плавной и непрерывной подаче жидкости без помощи воздушных колпаков; в) непосредственное соединение с электро­двигателями (отсутствие передаточного механизма); г) простота пуска и регулирования, ремонта и обслуживания; д) отсутствие всасывающих и нагнетательных клапанов и, следовательно, мень­шая чувствительность к загрязнениям перекачиваемых жидкостей; е) высокая надежность в работе и долговечность.

Существенным недостатком центробежных насосов является низкий коэффициент полезного действия при малой производи­тельности (ниже 0,25—0,30 м³/с) вследствие сужения проточных каналов и сопряженного роста гидравлических сопротивлений. Этот недостаток усугубляется в случаях, когда наряду с низкой производительностью требуется создать высокий напор. Если добиваться низкой подачи уменьшением числа оборотов, то для одновременного достижения высокого напора придется прибегать к увеличению числа ступеней, что вызовет усложнение насоса при одновременном падении его коэффициента полезного действия. По этой причине в случае малой производительности и особенно при ее сочетании с высоким напором предпочтительно примене­ние поршневых (плунжерных) насосов.

В. НАСОСЫ ДРУГИХ типов

1. Роторные насосы

Для перекачки вязких жидкостей при небольшой подаче (редко выше 0,1 м*/с) и напорах до 2,5 МПа применяются зубчатые (шестерен­чатые) насосы. Последние (рис. 11-11, а) состоят из двух плотно сцепляю­щихся широких зубчатых колес, расположенных с минимальными зазорами (0,01—0,03 мм) в кожухе и вращающихся в противоположные стороны. С той стороны, где зубья выходят из зацепления, создается разрежение и жидкость всасывается в кожух по всасывающему трубопроводу, заполняя пространство между зубьями. Далее она переносится впадинами зубчатки на диаметрально противоположную сторону кожуха, где зубья вновь входят в зацепление и вы­тесняют ее в нагнетательный трубопровод. Заметим, что иасос является ре­версивным, т. е. при перемене направления вращения колес, из которых одно — ведущее и второе — ведомое, области всасывания и нагнетания меняются местами.

Рис. 11-11. Роторные насосы:

_{о — зубчатый насос; б — винтовой насос; в — пластинчатый}

Принимая, что объем впадины равен объему зубца, имеющего площадь по­перечного сечения / и длину Ь, можно выразить производительность зубчатого насоса следующим образом (в м⁸/с):

V = fbzn = 60- 2fbznx\_u (11.13)

Здесь г — число зубьев у каждой шестерни; п — частота вращения ше­стерен, об/мин; Г]₀ = 0,75—0,85 — объемный коэффициент полезного действия учитывающий внутреннюю утечку жидкости из области нагнетания через зазоры между зубчатками и кожухом,- а также некоторую разность объемов впадины и зуоэ.

Преимуществами зубчатых насосов являются отсутствие клапанов, легкость, компактность, реверсивность, непосредственное соединение с электродвигателем и сравнительно низкий коэффициент неравномерности подачи. К недостаткам Этих насосов относятся низкий коэффициент полезного действия (% = 0,6—0,7), Небольшая производительность и высокие требования к чистоте перекачиваемой йшдкости.

128

Н. И. Гельперин

129