7.Основное уравнение работы центробежного насоса.

Учесть все явления, происходящие в рабочем колесе, при выводе основного уравнения работы насоса не представляется возможным. Поэтому примем следующие допущения.

1. Условное рабочее колесо имеет бесконечно большое число (z=∞) бесконечно тонких лопаток. Тогда можно считать, что между лопатками будут элементарные потоки — струйки, и относительное движение в таких элементарных каналах можно характеризовать одним вектором скорости. Следовательно, при z=∞ все струйки в цилиндрических сечениях колеса имеют одинаковыетреугольники скоростей и энергию.

2. Жидкая среда, подаваемая условным рабочим колесом, идеальна, т. е. совершенно несжимаема, и в ней отсутствуют силы вязкости.

При закрытой задвижке работа насоса затрачивается на создание напора, который выражается следующей формулой: ₍₂₎ (1), где H_T – теоретический напор (число лопаток бесконечно)

При открытой задвижке насоса затрачивается на создание напора:

₍₃₎

₍₄₎

Подставляем выражение (4) в выражение (3) и получаем:

8.Виды лопаток рабочего колеса центробежного насоса и влияние их формы на напор.

Существуют три вида лопаток: загнутые (по ходу вращения) назад (рис. 1); с радиальным выходом (рис. 2); загнутые вперед (рис. 3).

При равных геометрических размерах колес и постоянном значении U₂ с возрастанием β₂ увеличивается окружная составляющая (C_U2) абсолютной скорости. Следовательно, на основании основного уравнения можно сделать вывод, что с увеличением угла β₂ напор насоса увеличивается и у рабочего колеса с лопатками, загнутыми вперед, он будет наибольшим. Однако в практике насосостроения чаще всего используются рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад. Это объясняется следующими причинами. Более совершенным является насос с большим коэффициентом статического напора.

β2<90 β2=90 β2>90

9.Идеальная и действительная подачи центробежного насоса

Идеальная подача насоса без учёта стеснения потока лопатками определяется как произведение площади сечения на выходе из рабочего колеса на радиальную составляющую абсолютной скорости (так как эта составляющая нормально к площади сечения):

С учётом стеснения потока лопатками:

Действительная подача насоса отличается от теоретической объёмными потерями:

10. Явление кавитации в насосах

Теоретически при условии и геометрическая высота всасывания . Однако в реальных условиях её предельное значение ниже по следующим причинам. Во всасывающем трубопроводе при понижении давления до критического значения (в практических расчетах за критическое давление принимают давление насыщенного пара при данной температуре перекачиваемой жидкости) из жидкой среды начинают выделяться пузырьки пара и растворённого в ней газа. Увлекаясь далее потоком в область повышенного давления, пар конденсируется и пузырьки захлопываются. Описанное явление называется кавитацией.

Конденсация пара происходит за очень короткий промежуток времени, и при захлопывании пузырьков в результате гидравлических ударов возникают ударные волны. При многократном воздействии ударных волн обтекаемая жидкой средой поверхность разрушается, т.е. происходит кавитационная эрозия. Поверхность становится пористой, параметры шероховатости её увеличиваются. Особенно сильно кавитационной эрозии подвержены чугун и углеродистая сталь, наиболее устойчивы нержавеющая сталь и бронза. При возникновении кавитации нарушается сплошность потока, что приводит к резкому снижению напора, подачи и КПД. Кроме того, работа насоса в кавитационном режиме сопровождается характерным потрескивающим шумом и вызывает вибрацию установки.

При расчете предельной геометрической высоты всасывания необходимо исключать условия возникновения кавитации, чтобы не возникла кавитация, полный напор на всасывающей стороне насоса должен быть больше напора насыщенного пара при данной температуре на значение кавитационного запаса :