Основное уравнение напора центробежных насосов

Теоретические основы работы центробежных насосов

Область применения и особенности работы динамических насосов.

Классификация динамических насосов.

Схема устройства и принцип действия центробежного насоса.

Основное уравнение центробежного насоса.

Зависимости основных параметров работы насоса.

Кавитация и методы борьбы с ней.

Рабочая характеристика и режим работы центробежного насоса.

Работа центробежных насосов в один трубопровод.

Осевое давление в центробежном насосе.

Динамические насосы широко применяются в самых различных технологических процессах, связанных с подъемом пластовой жид­кости, воздействием на призабойную зону пласта, транспортирова­нием нефти и воды в системах поддержания пластового давления, в установках подготовки нефти для нефтеперерабатывающих пред­приятий и др. Наиболее эффективно использование динамических насосов для перемещения значительных объемов жидкости. По сравнению с другими видами динамические насосы отлича­ются простотой конструкции, высокой степенью унификации узлов насосов одного типа, небольшими габаритными размерами, низкой стоимостью. Преимущество динамичных насосов заключается также в возможности непосредственного соединения валов насосов с вала­ми электродвигателей, быстроходных турбин и регулирования пода­чи насосов в широких пределах.

К динамическим относят насосы, в которых жидкость в камере движется под силовым воздействием и имеет постоянное сообщение с входным и выходным патрубками. Это силовое воздействие осуществляется с помощью рабочего колеса, сообщающего жидкости кинетическую энергию, трансформируемую в энергию давления. Динамическими являются насосы лопастные и насосы трения.

Лопастными называют насосы, в которых передача энергии осуществляется с помощью вращающегося лопастного колеса (которое служит их рабочим органом), путем динамического взаимодействия лопастей колеса с обтекающей их жидкостью. Лопастные насосы, в свою очередь, делятся на центробежные, осевые и диагональные.

Центробежными называют лопастные насосы с движением жидкости через рабочее колесо от центра к периферии, осевыми — лопастные насосы с движением жидкости через рабочее колесо в направлении его оси. Простота конструкции, малые габариты и масса при тех же технических параметрах по сравнению с поршневыми насосами, легкость и удобство обслуживания способствует большому распространению центробежных насосов на нефтегазодобывающих промыслах. Существенным недостатком, ограничивающим область их использования, является большая чувствительность к вязкости жидкости.

Насосы трения представляют собой группу динамических насосов, в которых передача энергии жидкости осуществляется силами трения. Сюда относят вихревые, шнековые, струйные насосы и др.

Cоздание давления в центробежном насосе происходит за счет кинетической энергии, приобретаемой жидкостью в каналах рабочего колеса при вращении ротора с определенной частотой, и превращения полученной кинетической энергии в энергию давления в направляющем аппарате корпуса.

Основным рабочим органом насоса является центробежное колесо 6, которое образовано задним 3 и передним 5 дисками, между которыми находятся рабочие лопатки колеса 2.

Рисунок 1.18 Схема одноступен-

чатого центробежного насоса

В данном насосе эти лопатки на виде справа (в плане) имеют изгиб, противоположный направлению вращения (загнуты назад). Такой изгиб лопаток увеличивает КПД насоса и распространён в насосах средней и большой производительности. Для малых насосов и в некоторых других случаях возможно применение радиальных лопаток. Колесо насажено на приводной вал, который подходит к колесу через отверстие в корпусе. Отверстие имеет уплотнение для предотвращения утечек. Жидкость поступает в колесо через всасывающий патрубок 1, а выходит из него через щель между двумя дисками на наружном диаметре колеса. Выбрасываемая из диска жидкость собирается спиралевидным каналом 4, охватывающим колесо по периметру. Из канала жидкость поступает в нагнетательный патрубок 7, откуда направляется к потребителю.

Напор теоретически определяется частотой вращения и диаметром рабочего колеса (рис. 1.19).

Рисунок 1.19 Параметры рабочего колеса центробежного насоса

При движении внутри канала рабочего колеса частица жидкости имеет по отношению к колесу относительную скорость ω, которая на­правлена касательно к лопатке в точке ее приложения. Но благодаря вращению колеса при числе оборотов п частица жидкости приобрета­ет и окружную скорость, направленную касательно к окружности ра­диуса r, определяемую как произведение угловой скорости на радиус r — расстояние рассматриваемой частицы от центра вращения, т. е.:

u = ω·r = (1.17)

Следовательно, частица жидкости, покидая рабочее колесо, будет иметь окружную скорость по касательной к наружному диаметру ко­леса в точке выхода и относительную скорость, направленную каса­тельно к выходной кромке лопатки. В результате геометрического сложения этих скоростей (u и w) частица жидкости будет иметь абсо­лютную скорость с по их равнодействующей (по диагонали парал­лелограмма, построенного на направлениях скоростей u и w), в на­правлении которой элементарные струйки жидкости будут выходить из рабочего колеса (рис. 1.20).

Рисунок 1.20 Движение жидкости в каналах рабочего колеса

Для скоростей входа и выхода из колеса обозначения одинаковы, только входным скоростям придается индекс 1, а выходным — индекс 2. Тогда будем иметь:

1) при входе на лопатки

— w₁ – относительную скорость,

— с₁ – абсолютную скорость,

— u₁ – окружную скорость;

2) при выходе с лопаток

— w₂ — относительную скорость,

— с₂ — абсолютную скорость,

— u₂ — окружную скорость.

Основное уравнение Эйлера для определения теорети­ческого напора колеса турбомашины, написанное в самом общем виде и справедливое для всех лопастных машин, т.е. водяных паровых и газовых турбин, центробежных насосов и вентиляторов, а также тур­бокомпрессоров:

H_т = (1.18)

В результате гидравлических сопротивлений про­теканию жидкости через рабочее колесо, на преодоление которых зат­рачивается часть энергии, действительный напор, создаваемый насо­сом, меньше теоретического. Введя в уравнение (1.18) гидравличес­кий коэффициент полезного действия , учитывающий уменьшение теоретического напора, получим значение действительного напора:

H_д = · (1.19)

В центробежных насосах с осевым входом в рабочее колесо α₁=90°, а второй член правой части равенства (1.19) превратится в ноль и уравнение Эйлера примет следующий вид:

H_д = (1.20)

В то же время на напор влияет конструкция рабочего колеса, в частности ширина каналов между лопатками, что приводит к уменьшению действительного напора по сравнению с теоретическим (на 15-20%), вследствие неравномерности распределения скоростей в каналах рабочего колеса. Так, при вращении колеса жидкость, заполняющая его каналы, вращается в сторону, обратную вращению колеса. Это явление можно представить из рассмотрения движения жидко­сти в замкнутом объеме между лопатками, т. е. при закрытых внутреннем и внешнем выходных кольцевых сечениях канала. На рис. 1.21 (канал I)показано струйное течение, соответствую­щее бесконечно большому числу элементарно тонких лопаток. Если жидкость не имеет вязкости, то она при вращении замкнутого сосуда вокруг какой-либо оси, жестко скрепленной с ним, будет вращаться относительно стенок этого сосуда в обратную сторону с той же угло­вой скоростью, с какой вращается сосуд вокруг оси.

Это явление на­зывают относительным вихрем, и оно будет тем слабее проявляться, чем вязче жидкость и уже каналы. Этот вихрь, складываясь с током жидкости от оси колеса к периферии, вызывает неравномерное рас­пределение в каналах колеса (см. рис 1.21, канал II).

Кроме того, лопатки вращающегося колеса при передаче механи­ческой энергии жидкости, заполняющей его каналы, оказывают на нее давление, которое передается поверхностью лопатки, обращен­ной в сторону вращения колеса (выпуклой стороной), в результате чего давление на выпуклой стороне больше, чем на противополож­ной (вогнутой) стороне той же лопатки.

Поэтому для практического использования выражение (1.20) можно преобразовать и представить в следующем виде:

H_д = K· (1.21)

где D₂ — внешний диаметр рабочего колеса в м;

n — частота вращения вала насоса в об/мин.

К — коэффициент, зависящий от углов а₂, β₂ и коэффициен­та k, учитывающего конечное число лопаток.

Теоретическую подачу центробежного насоса мож­но представить формулой:

Q_т = (1.22)

где λ — коэффициент, учитывающий площади, занимаемые концами лопаток (находится в пределах 0,92. ..0,95);

ψ — коэффициент, зависящий от изменения углов α₂ и β₂ (ψ= 0,09. 0,13);

₂ — ширина колеса на внешнем диаметре.

Действительная подача Q_д несколько меньше Q_т:

где η₀ — коэффициент утечки или объемный КПД, учитывающий щелевые потери жидкости через зазор между колесом и корпусом.

Мощность, потребляемая лопастным насосом, включает потери мощности в насосе и зависит, в частности от КПД насоса η:

N_пр = (1.24)

Потери мощности в лопастном насосе слагаются из механических потерь, потерь на дисковое трение, объемных и гидравлических потерь.

Таким образом, КПД лопастного насоса равен произведению че­тырех КПД, соответствующих указанным потерям:

(1.25)

Потери мощности на дисковое трение происходят в результате взаимодействия потока жидкости с внешними поверхностями дис­ков рабочих колес, а также разгрузочной пяты. Дисковый КПД лопа­стных насосов изменяется в пределах = 0,85. 0,95. Максимальное значение КПД достигает 0,89 у наиболее мощных нефтяных центробежных магистральных насосов.

Зачастую приходится испытывать насос при числе оборотов, от­личном от нормального. Поэтому необходимо знать, как изменится подача, напор и мощность при изменении числа оборотов. Из рас­смотрения формул (1.21, 1.22 и 1.24) видно, что если изменить число оборотов n вала насоса, которым соответствовали напор , подача Q и мощность N, то будут получены новые напор Н’_Д, подача Q’ и мощ­ность N’ пропорциональные n₁.

(1.26)

т.е. напор, создаваемый насосом, пропорционален квадрату числа оборотов,

= f(n 2 );

(1.27)

т.е. подача насоса пропорциональна числу оборотов,

(1.28)

т.е. при условии = const, гидравлическая мощность пропорцио­нальна кубу числа оборотов,

Полученные зависимости на­зывают законом пропорциональности или подобия и ими широко пользуются для определения параметров насоса при изменении чис­ла оборотов.

Неполадки в центробежных насосах возникают в результате не­соблюдения условий входа жидкости в насос. Если в отдельных областях насоса давление понизится до давле­ния насыщенных паров, то в этих областях начнется вскипание жид­кости с образованием в канале воздушных карманов, нарушающих плавность потока. Эти карманы заполняются парами. Пузырьки паров увлекаются движущимся потоком и, попадая в сфе­ру более высокого давления, конденсируются. Процесс конденсации происходит очень интенсивно. Частицы жидкости, стремясь запол­нить область конденсирующегося пузырька, движутся к его центру с очень большими скоростями. При завершении процесса конденса­ции частицы жидкости внезапно останавливаются, в результате чего кинетическая энергия этих частиц переходит в энергию давления, при­чем местное повышение давления достигает значительной величины (десятков мегапаскалей).

Описанный процесс сопровождается местными гидравлически­ми ударами, повторяющимися десятки тысяч раз в секунду. Это яв­ление называется кавитацией, которая может возникнуть как в ста­ционарной, так и в движущейся части насоса.

Кавитация сопровождается сильным шумом, треском, вибрацией насоса, вызывает разрушение металла, понижает напор, производи­тельность и КПД насоса. Кроме механического разрушения металла, кавитация вызывает его коррозию. Особенно быстро разрушается чугун. Разрушаются и более стойкие металлы — бронза, нержавеющая сталь. Поэтому в работе насоса нельзя допускать кавитацию, а высота всасывания дол­жна быть такой, при которой возникновение кавитации невозможно.

При эксплуатации центробежных насосов кавитация может воз­никнуть при понижении уровня жидкости во всасывающем резерву­аре ниже расчетного, повышении температуры перекачиваемой жид­кости, неправильной установке и неправильном монтаже насоса. С целью уменьшения потерь во всасывающем трубопроводе умень­шают, по возможности, его длину, делают его более прямым, устанавли­вают минимальное количество арматуры, избегают воздушных мешков.

Центробежные насосы имеют, по сравнению с поршневым (плунжерным), мягкую характеристику, т.е. подача зависит от напора в линии. Эта зависимость отражена в рабочей характеристике насоса.

Рабочая характеристика насоса это графическая зависимость напора H, потребляемой мощности N, и КПД от подачи Q насоса при неизменной частоте вращения вала (рис. 1.22). Режим работы насоса с наибольшим КПД называют оптималь­ным (Q_опт). Область в пределах изменения подачи при небольшом снижении КПД (Q₁, Q₂) называют рабочей зоной. Насос рекомендуется при­менять в пределах этих параметров. Напор насоса обычно наи­больший при нулевой подаче на режиме, который называет­ся режимом закрытой задвиж­ки. У некоторых насосов наибольший напор не совпадает с нулевой подачей. Здесь, в области малых подач, работа насоса будет неустой­чивой, так как напор не опре­деляет однозначно количе­ство подаваемой жидкости (при одной и той же величине напора может быть подача большая и меньшая). Нулевому напору насоса всегда соответствуют нулевой КПД и наибольшая подача насоса, так называемая работа насоса на излив, т. е. без преодоления полезных сопротивлений. Мощность, потреб­ляемая насосом при нулевой подаче или нулевом напоре, не равна нулю, так как при этих режимах имеются потери на дисковое трение, рециркуляцию жидкости у входа и выхода из колеса, механические и объемные потери (утечка). Запуск центробежного насоса производится в режиме закрытой задвижки, так как при этом обеспечивается наименьшая мощность потребляемая на­сосом, а следовательно и минимальный пусковой ток на обмотке элек­тродвигателя.

Построив характеристики насоса при нескольких значениях вра­щения вала и соединив точки равного КПД, получим универсальную характеристику насоса при изменении частоты вращения его вала (рис. 1.23). Если при построении универсальной кривой принимались внутренние КПД насоса, то кривые равных КПД представляют со­бой параболы. При общем КПД насоса (с учетом механических по­терь в сальниках и подшипниках) эти кривые искажаются и не соот­ветствуют форме параболы. Универсальная характеристика позволяет по одному графику оп­ределить параметры насоса при изменении частоты вращения его вала.

Чтобы определить рабочий режим насоса при его работе на определённый трубопровод необходимо построить рабочую характеристику сети. Рабочая характеристика сети – это график, отражающий зависимость напора в сети от подачи в сети. Этот график строится по математической формуле вида:

H = H_ст + kQ 2 , (1.29)

где H_ст – статический напор;

kQ 2 — удельная энергия, которая позволяет жидкости перемещаться по сети за счёт преодоления гидравлических сопротивлений.

Статический напор выражает удельную энергию, за счёт которой жидкость поддерживается в сети, но не перемещается по ней. Второе слагаемой выражает удельную энергию, которая позволила бы жидкости перемещаться по сети за счёт преодоления гидравлических сопротивлений. С помощью рабочей характеристики сети можно выбрать конкретную конструкцию насоса или спрогнозировать рабочие параметры насоса. Точка пересечения графиков характеристик сети и насоса называется рабочей точкой, её координаты соответствуют рабочей подаче и рабочему напору насоса (рис. 1.24).

Рисунок 1.24 Определение рабочих параметров насоса

Широко используется совместная работа центробежных насосов в одну линию. Для этого насосы могут быть соединены параллельно — для увеличения подачи, или последовательно — для увеличения напора. Последний метод широко используется при создании многоступенчатых центробежных насосов, развивающих высокое давление.

Последовательная работа на­сосов применяется при необхо­димости увеличить напор жид­кости, подаваемой в нагнетатель­ный трубопровод. При этом пер­вый насос (рис. 1.25, а) подает жидкость на прием второго насо­са. Второй насос нагнетает ее в трубопровод. Таким образом, через оба насоса проходит одинаковое количество жидкости, которая подается в нагнетательный трубопровод с напо­ром, равным сумме напоров этих насосов (рис. 1.25, б). При последовательной работе насосов подача первого насоса дол­жна быть равной подаче второго или несколько большей (в пределах рабочей области второго насоса), а напор в начале нагнетательного трубопровода должен быть допустимым для второго насоса по усло­вию сохранения его прочности.

Рисунок 1.25 Последовательное соединение насосов

Наиболее часто насосы работают параллельно (насосные станции водоподъема, перекачки нефти, нагнетание воды в пласт). Такие на­сосы обычно устанавливают в одной насосной. Они могут иметь раз­ные характеристики. Рассмотрим упрощенный случай работы двух насосов, близкий к практическим задачам, когда можно пренебречь сопротивлением всасывающей части системы и напорных трубопро­водов до узловой точки. При параллельной работе насосов подача их складывается, а на­поры равны. Для получения суммарной их характеристики необходимо сложить абсциссы характе­ристик обоих насосов при рав­ных ординатах (напорах) (рис. 1.26).

Рисунок 1.26 Параллельное соединение насосов

При параллельной работе двух насо­сов возможен режим их работы, при котором напор одного из них превысит напор другого в его режиме нулевой подачи. Тогда один насос будет нагнетать жидкость через другой в сто­рону его приема. Такая работа возможна, например, при возрастании давления в нагнетательном трубопроводе и в случае запуска одно­го из насосов при открытой задвижке на его выкиде и при работающем втором насосе. Поэтому необходимо для параллельной работы подбирать насосы так, чтобы рабочий напор не превышал напора при нулевой подаче од­ного из насосов. Рекомендуется подбирать насосы для параллельной работы с возможно близкими напорами при нулевой подаче. Для пре­дотвращения перекачки жидкости одним насосом через другие необ­ходимо у выкидов насосов устанавливать обратные клапаны.

Во время экс­плуатации насоса на рабочее колесо действует осевая сила — результат воздействия потока жидкости на внутреннюю и наружную поверхности этого колеса. Осевая сила может быть значительной и в аварийной ситуации вызывать смещение рабочего колеса, нагрев подшипников, а при смещении ротора — соприкосновение колеса с неподвижными частя­ми корпуса, в результате чего происходят истирание стенок рабочего колеса и поломка насоса.

Для уравновешивания осевой силы в одноступенчатых насосах применяют:

— рабочие колеса с двусторонним входом;

— взаимно противоположное расположение рабочих колес;

— отверстия в рабочем колесе и уплотнение на нем со сторо­ны нагнетания;

— разгрузочную камеру, сообщающуюся с областью всасывания с помощью трубки или через отверстия в заднем диске; недостаток камеры — снижение к. п. д. насоса на 4 — 6%;

— радиальные ребра, уменьшающие воздействие осевой силы за счет снижения давления жидкости на заднем диске;

Для уравновешивания осевого усилия в многоступенчатых насо­сах используют:

— рабочие колеса при соответствующей системе подвода жидкости от колеса к колесу;

— рабочие колеса с дисками различного диаметра (увеличивают диаметр переднего дис­ка или уменьшают диаметр заднего диска);

— автоматическую гидравлическую пяту (рис. 1.27), установлен­ную за последней ступенью насоса.

Рисунок 1.27 Схема узла гидропяты:

1- камера с давлением нагнетания; 2 – разгрузочная камера; 3 – диск гидропяты

Вопросы для самоконтроля:

1. Область применения динамических насосов.

2. В чем особенность работы динамических насосов?

3. На какие типы можно разделить динамические насосы?

4. Какие насосы относят к насосам трения?

5. В чем преимущества центробежных насосов?

6. Как осуществляется создание напора в насосе?

7. Как влияет на напор количество лопаток в рабочем колесе?

8. Из каких элементов состоит рабочее колесо?

9. Что такое треугольник скоростей?

10. Сущность явления под названием «относительный вихрь».

11. От чего зависит подача центробежных насосов?

12. В каких координатах строится рабочая характеристика насоса?

13. Как определяется рабочая зона насоса?

14. Каким образом устраняется явление кавитации?

15. Почему насос запускают при закрытой задвижке на выкиде?

16. Для чего применяют параллельное и последовательное соединение насосов?

17. Причины возникновения осевого давления и способы его уравновешивания.

Дата добавления: 2015-09-07 ; просмотров: 9198 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Основное уравнение центробежного насоса

Несмотря на простоту конструкции центробежного насоса, движение жидкости внутри него, особенно в межлопастном пространстве, довольно сложное. Для объяснения движения жидкости в рабочем колесе насоса существуют две теории. Первая – вихревая (теория Н.Е. Жуковского). Суть ее заключается в том, что лопасть рабочего колеса, при обтекании которого возникает подъемная сила, заставляющая перемещать жидкость внутри колеса (рис.10.2)

Вихревая теория более приемлема для объяснения работы осевых насосов и менее удобна для центробежных.

Вторая – струйная (теория Л.Эйлера). Суть этой теории заключается в том, что сложное движение жидкости внутри рабочего колеса насоса идеализируется и принимается строго упорядоченным – струйным. Для этого рабочее колесо должно иметь бесконечно большое число бесконечно тонких лопастей.

для такого упорядоченного движения жидкости можно представить параллелограммы скоростей на входе и выходе лопастей (рис.10.3) с индексами «1» — на входе и «2» — на выходе. Для этого выделим только одну лопасть (рис.10.3).

При вращении рабочего колеса с угловой скоростью жидкость приобретает переносную скорость U, направленную касательно к окружностям радиусов r₁ и r₂: U = Ωr. При бесконечно большом числе лопастей траектория каждой струйки будет соответствовать профилю лопасти, поэтому под действием центробежной силы каждая частица жидкости относительно и касательно к лопасти приобретает относительную скорость W. Угол между относительной скоростью и обратным направлением переносной скоростью называют углом наклона лопастей β₁ и β₂.

Для вывода основного уравнения центробежного насоса воспользуемся теоремой механики об изменении момента количества движения для движущейся жидкости, которую в этом случае можно сформулировать так:

Изменение момента количества движения массы жидкости в единицу времени относительно оси вращения рабочего колеса равно сумме моментов всех внешних сил относительно той же оси, т.е. крутящему моменту.

Иллюстрация теоремы представлена на рис.10.4.

В потоке жидкости, сходящей с лопастей рабочего колеса центробежного насоса, происходит непрерывное увеличение момента количества движения в результате также непрерывного подвода к жидкости механической энергии от двигателя, вращающего рабочее колесо.

Целью вывода указанного уравнения является получение уравнения напора, развиваемого центробежным насосом.

Рассмотрим элементарную струйку, движущуюся вдоль лопасти рабочего колеса насоса.

Моменты количества движения струйки:

на выходе из колеса

;

на входе в колесо

.

Изменение момента количества движения

.

Для всей совокупности струек Q = Σq; ΣΔМ` = М. тогда

.

Так как ; N = ,

= .

. (10.1)

При проектировании центробежных насосов угол α₁=90°, т.е. отсутствует предварительная закрутка жидкости; тогда

. (10.2)

. (10.3)

Из параллелограмма скоростей следует, что ; с учетом этого можно записать

. (10.4)

Каждая в отдельности зависимость (10.1, 10.2, 10.3, 10.4) является основным уравнением центробежного насоса, из которого следует основной вывод, что развиваемый напор не зависит от рода перекачиваемой жидкости.

В действительности такой напор насос развить не может, так как число лопастей у реального насоса не бесконечное, а конечное. В этом случае мгновенной передачи механической энергии жидкости не произойдет. Учитывается этот факт коэффициентом ε=0,7…0,9.

Теперь уже в реальном насосе с конечным числом лопастей произойдут гидравлические потери вследствие вихреобразования при движении жидкости в рабочем колесе, а также в результате недостаточно плавного входа потока на рабочее колесо (потери на удар при входе) и, наконец, в результате трения жидкости о лопасти и стенки корпуса насоса.

Таким образом, аналитическое выражение действительного напора реально насоса имеет вид

. (10.5)

Из уравнений (10.1 — 10.5) следует, что развиваемый центробежным насосом напор зависит в основном от двух факторов: частоты вращения колеса и его диаметра. Для цели получения большего напора тот и другой путь весьма ограничен, поэтому для достижения более высокого напора насосы выполняют многоступенчатыми, когда на одном валу могут быть смонтированы от двух до нескольких сот рабочих колес.

Подача центробежного насоса

Представим схематически рабочее колесо центробежного насоса (рис.10.5).

рабочее колесо насоса наружным диаметром D₂ жидкость покидает с радиальной составляющей абсолютной скорости С_2r через окна, образованные лопастями шириной b₂. С учетом уменьшения (стеснения) лопастями пространства между дисками колеса теоретическая подача

Q_T= , (10.6)

где — коэффициент загромождения, учитывающий толщину лопастей, =0,87…0,92.

Действительная подача с учетом объемных потерь будет несколько меньше:

Q= ,

где — объемный к.п.д, =0,95…0,98.

Центробежные насосы

Принцип действия. В центробежных насосах всасывание и нагнета­ние жидкости происходит под действием центробежной силы, возникаю­щей при вращении заключенного в корпус колеса с лопатками (рис. 45).

В чугунном корпусе 5 спиралевидной формы вра­щается вал приводимый в движение непосред­ственно от электродвигателя или от трансмиссии; на валу закреплено рабочее колесо 3 с лопат­ками определенной формы, образующими между собой каналы для прохода жидкости.

Корпус насоса снабжен двумя штуцерами. Один находится на осевой части корпуса и не­посредственно сообщается с пространством вну­тренней окружности колеса; к этому штуцеру присоединен всасывающий трубопровод 2. Вто­рой штуцер помещен тангенциально на боковой части корпуса и соединяется с нагнетательным тр убоп р оводом 8.

Приемный клапан служит для того, чтобы залить насос жидкостью перед пуском и предот­вратить опоражнивание всасывающего трубопро­вода (при остановке насоса). Чтобы предотвра­тить обратный слив жидкости и защитить насос от гидравлического удара при внезапной оста­новке, в напорном трубопроводе часто устанавли­вают обратный клапан 7.

Если внутреннее пространство корпуса за­полнено жидкостью, то при вращении колеса лопатки придают жидкости, находящейся в ко­лесе, вращательное движение. При этом возни­кающая при вращении центробежная сила отбра­сывает жидкость от центра к периферии колеса; отсюда она затем выбрасывается в корпус и поступает в нагнетательный трубопровод 8.

При вращении колеса жидкость непрерывно засасывается из бассейна или резервуара в насос и выталкивается из насоса. Таким образом, ь центробежном насосе, в отличие от поршневого, всасывание и нагнетание жидкости протекают равномерно и непрерывно.

Давление, развиваемое центробежной силой в насосе, а следова­тельно, и высота нагнетания зависят от скорости вращения рабо­чего колеса и будут тем больше, чем большее число оборотов делает колесо.

Высота подачи центробежного насоса с одним рабочим колесом органичена. Поэтому насосы в зависимости от требуемой высоты подачи изготавливают с несколькими рабочими колесами, соединенными друг с другом последовательно.

По числу рабочих колес, соединенных последовательно в одном корпусе, различают насосы: одноступенчатые и много­ступенчатые.

/—приемный клапан; 2—всасы» вающий трубопровод; 3—рабо­чее колесо; 4- вал; 5—корпус; б—задвижка; 7—обратный кла­пан; в—нагнетательный трубо­провод.

Движение жидкости в насосе. Проходя по каналу между лопат­ками рабочего колеса, жидкость совершает сложное движение: с одной стороны, она движется вдоль канала внутри рабочего колеса к его наруж­ной окружности, т. е. в радиальном направлении, а с другой стороны, она получает движение по направлению вращения колеса.

Wt и w2 — скорость движения жидкости во всасывающем и нагнетатель­ном трубопроводах в м/сек; w’ и w’2—относительная скорость жидкости при входе в канал и вы­ходе из канала между лопатками в м/сек; гх и г2 — радиус внутренней и наружной окружности колеса в м; fi и /2 — сечение канала между лопатками при входе и выходе жидко­сти в ж2. п—число оборотов колеса в минуту. Количество жидкости, проходящей через канал в 1 сек.:

А так как в центробежных насосах сечение канала на внешней окруж­ности колеса всегда больше сечения его на внутренней окружности, т. е.

H>fl, то w’2 угловую ско — расть вращения колеса в радианах, то получим следующее общее выра­жение центробежной силы:

Работа, совершаемая центробежной силой на элементе пути dr,

DT — rrwPr dr кгс — м

При прохождении жидкостью в радиальном направлении пути, равного г2—гх, общее количество энергии, сообщаемое жидкости цен­тробежной силой, составит

Т = j /720)2,- ф. = w2 (/f — rf) кгс —

Т = -^-(«2 —U2J кгс. м Масса 1 кг жидкости

Поэтому 1 кгс жидкости при прохождении через рабочее колесо воспри­нимает количество энергии:

Если бы рабочее колесо находилось в состоянии покоя, то при отсутствии потерь общее количество энергии при движении жидкости
через колесо оставалось бы неизменным и по уравнению Бернулли при г1=г2=0 (для 1 ккг жидкости)

Где рх—давление жидкости при входе в рабочее колесо в кгс/м2;

Р2—давление жидкости при выходе из рабочего колеса в кгс/м2. Действие центробежной силы при вращении колеса ведет к прира­щению общего количества энергии жидкости на величину

И, следовательно, в этом случае будет иметь место равенство

Рг + МІ і в Ж I М*

Откуда и находим давление в канале

При наличии потерь высота напора жидкости при входе ее в рабо­чее колесо

Ж—P-L И ^ y y 1 2g ^ 2g +

А высота напора при выходе из рабочего колеса

Вычитая почленно правые и левые части этих двух уравнений (имея в виду, что практически wx—w2), получим

Сравнив последнее уравнение с уравнением (А), окончательно получим

Из параллелограмма скоростей при входе и выходе (см. рис. 46) находим:

(w\y — и\ — f с\ — 2ихсг cos ах (w’2y = и\ + с\ — 2 и2с2 cos а2

Подставив эти значения в уравнение (Б) и проведя соответствующие преобразования, получим

Jj ___ и2с2 cos а2 — ихсх cos а. г ^g^

Так как в центробежных насосах угол ах=90о, то cos 04=0 и напор

Н = u*c*c°sa* = 1 и2си2 (1—121)

Где с^ = с2 cos а2—проекция абсолютной скорости при выходе жидко­сти из насоса на направление окружной скорости жидкости (см. рис. 46).

Уравнение (8) было выведено JI. Эйлером и носит название о с — новного уравнения центробежного насоса.

Высота напора центробежного насоса в значительной степени зави­сит от формы лопатки рабочего колеса или от величины угла р между направлениями окружной и относительной скорости.

Из параллелограмма скоростей в рабочем колесе (см. рис. 46) находим

Сиг = и2 — cr2 ctg (180 — (У = и2 + cRi ctg р2

Подставляя это значение cU2 в уравнение (1 —121), получим

Uo 4- щеп ctg в, Н = 2 (1—121а)

Если лопатки загнуты вперед, то р2 —

Если лопатки загнуты назад, то р2>90°, cRj! ctg (32 будет иметь отрицательное значение и

Наконец, если лопатки расположены радиально, то (За=90°, .cR2ctgp2=0 и

Таким образом, теоретически наибольший напор может быть до­стигнут, если лопатки загнуты вперед, и наименьший—если загнуты назад. Несмотря на это, практически предпочитают применять лопатки, загну­тые назад, так как в этом случае потери напора будут наименьшими.

Фактическая высота напора, так же как и в поршневых насосах, буеет меньше теоретической вследствие гидравлических сопротивлений е самом насосе, и действительный напор, развиваемый насосом, будет равен

Высота всасывания. По предыдущему давление жидкости при входе в рабочее колесо выражается равенством

TOC \o «1-3» \h \z 2 2 V, W.

____________ J___ vr __ L

У Y » ЖД1 ‘ 2g ^ 2g

Из которого определяется высота всасывания

В данном случае давление pt обусловливается давлением паров жидкости. Если при f упругость паров жидкости равна рж, то

Это уравнение показывает, что высота всасывания центробежного насоса, так же как и поршневого, зависит от скорости протекания жидко­сти и сопротивлений в линии всасывания, а также от температуры перекачиваемой жидкости.

С повышением температуры возрастает противодавление паров и растворенного в жидкости воздуха, выделившегося из нее вследствие разрежения, в результате чего высота всасывания насоса уменьшается.

Для увеличения высоты всасывания следует обеспечить полную герметичность всасывающего трубопровода и небольшую потерю напора в нем.

Для перекачивания горячих жидкостей насос следует располагать ниже уровня жидкости в приемном резервуаре.

Практически высота всасывания у центробежных насосов при пере­качивании воды не превышает следующих величин:

Температура в °С. . . 10 20 30 40 50 60 65 Высота всасывания в м 6543210

В отдельных случаях при перекачивании воды высота всасывания может быть выше указанной.

Высота всасывания центробежных насосов относительно выше, чем поршневых, так как отсутствуют потери на преодоление сил инерции. Однако для Того чтобы центробежный насос всасывал жидкость, линия всасывания и насос перед пуском его в ход должны быть залиты жид­костью. В противном случае рабочее колесо будет вращаться в воздуш­ной среде и не создаст разрежения, достаточного для подъема жидкости с нижнего уровня в насос.

Если давление внутри насоса становится равным, упругости паров жидкости при данной температуре, то в нем происходит интенсивное парообразование, выделение растворенного в жидкости воздуха и отрыв жидкости от лопаток колеса. Наступает явление кавитации, сопря­женное с резким падением производительности и к. п. д. насоса и воз­никновением ударов, разрушающих колесо и корпус насоса.

Для предупреждения кавитации необходимо правильно выбирать высоту всасывания, понижать температуру жидкости и создавать подпор при перекачивании горячей жидкости.

Для учета явления кавитации при определении высоты всасывания центробежного насоса в правую часть уравнения (1—122) вводят допол­нительно так называемый коэффициент кавитации:

J = 0,00123 (V™-n*>3 м (1—222а)

Где 1/сек.—производительность насоса в м3/сек\ п—число оборотов в минуту; Н—напор, развиваемый насосом в м.

При этом высота всасывания центробежного насоса выразится уравнением

Производительность, мощность на валу насоса и коэффициент полезного действия. Производительность центробежного насоса зависит от относительной скорости протекания жидкости по каналам рабочего колеса, а также от ширины и диаметра рабочего колеса:

Где Dx—внутренний диаметр рабочего колеса в м; D2—наружный диаметр рабочего колеса в м\ Ьх—ширина колеса на внутренней его окружности в м; Ь2—ширина колеса на внешней его окружности в ж; 8—толщина лопаток колеса в м; z—число лопаток в рабочем колесе. При радиальном расположении лопаток колеса

W\ е= сх sin а. х и w’2 = с2 sin а2

И, следовательно, производительность центробежного насоса выразится уравнением

0.4ас = 3600 [TiDx — bz) qsin»! = 3600 [tzD2 — ог) c2sina2 мЧчас (1—123)

Скорость сх принимают равной скорости жидкости во всасывающем трубопроводе.

Мощность на валу центробежного насоса находят по тем же фор­мулам, что и для поршневых насосов:

Где Qe—производительность насоса в м3/час (Qe—rj0Q); ті—полный к. п. д., равный 0,6—0,8. Характеристики насосов. Машиностроительные заводы выпускают центробежные насосы на определенные значения производительности (Qe), высоты напора (Не), числа оборотов (п) и мощности (Ne). При этих значениях насос должен работать с наибольшим к. п. д. (tj).

Однако весьма часто в эксплуатационных условиях приходится устанавливать насосы для работы при других значениях Qe или Не1 но изменение величины производительности или напора неизбежно влечет за собой изменение и других параметров, характеризующих насос.

Теоретически зависимость между Qe, Не, Ne и п может быть выра­жена следующим образом:

Qe ___ JL • Не __ / » V ■ — ( П Y і 1 194V

Т. е. производительность насоса изменяется пропорционально числу обо­ротов, высота напора—пропорционально второй степени числа оборотов, а мощность—пропорционально третьей степени числа оборотов.

Практически такой строгой зависимости между параметрами на­соса нет. Кроме того, с изменением отдельных параметров изменяееся, как уже было отмечено выше, и к. п. д. насоса. Поэтому для каждого типа насосов необходимо определять эту зависимость опытным путем.

Зависимость между напором Не, мощностью Ne, к. п. д. т] насоса и его производительностью Qe при постоянном числе оборотов п выра­жается графически и носит название характеристики насоса.

Зная характеристику насоса, можно выбрать наиболее благоприят­ный режим его работы в эксплуатационных условиях.

Для составления опытной характеристики измеряют величины Qe и Не при п—const и переменном режиме работы насоса, достигаемом путем постепенного открытия задвижки на напорном трубопроводе; одно­временно измеряют расхо — u дуемую на валу насоса мощ — ^ /оНем v ность. Затем подсчитывают значения к. п. д. насоса и строят кривые Qe—Не, Qe—Ne и Q-ri (рис. 48).

Расход в пределах Qe=600—1200 л! сек соответственно 85—60 м.

Насосы периодически испытывают на заводе-изготовителе при различных числах оборотов и строят опытные универсальные их характеристики (рис. 49)—графики, на которых нанесены за-

Висимости Qe—He при раз­ных п— const. Поль­зуясь универсальной харак­теристикой, можно легко установить пределы рацио­нального применения на­соса в данных условиях и выбрать наиболее благопри­ятный режим его работы. По универсальной характери­стике, приведенной на рис. 49. такой режим соответствует точкам, лежащим на кривой р—р, например Qe—105 лісек, Не=\2,Ь м, лг= 1000 об/мин или Qe— 80 л/сек, Не= 7 л, п=750 об/мин и т. д.

Рис. 49. Универсальная характеристика центробеж­

Из кривых, приведенных на рис. 48, для определенного насоса видно, что при нор­мальном режиме работы максимальный к. п. д =0,82, производительность Qe=900 л/сек и напор Не= =75 -.г. Мощность на валу насоса будет соответ­ственно Л^=1100 л. с. При работе насоса с к. п. д. не ниже 0,75 можно при дан­ном числе оборотов получать при напорах Н Обычно

Подобие центробежных насо­сов. При конструировании центро­бежных насосов приходится при­бегать к экспериментальным иссле­дованиям. Обобщение эксперимен­тальных данных для перехода от опытной модели к промышленным образцам выпол­няется с применением методов теории подобия. Результаты эксперимента можно обоб­щить для разных размеров насосов, если соблюдаются следующие условия: геоме­трическое подобие приточной части насосов; кинематическое подобие потоков на границах, что определяется постоянством отношения скорости

Протекания w к окружной скорости лопастного колеса и, т. е. — = const; динами­
ческое подобие сил инерции и сил вязкости для рассматриваемых режимов, что определяется равенством числовых значений критерия подобия. При соблюдении — этих условий в сходственных точках потоков сравниваемых насосов скорости пропор­циональны и одинаково направлены. —

Принимая за d любой линейный размер проточной части насоса, например какой — либо из диаметров лопастного колеса, имеем на основании теории подобия:

nd? = const; = conSt: = const

Исключив g, как постоянную величину, получим

Td* = const; nW* = const: = const

Коэффициент быстроходности. Для характеристики геометрически подобных на­сосов, независимо от их размеров, вводят понятие о коэффициенте быстроходности По — Этот коэффициент равен числу оборотов модельного (удельного) насоса, который гео­метрически подобен данному и при подаче Qe=7b л/сек развивает напор Не— 1 м.

Для группы геометрически подобных насосов Пб является величиной постоянной.

Коэффициент быстроходности колеса связан с производительностью Qe (м3/сек). напором Не (м) и числом оборотов п следующей зависимостью:

Чем больше коэффициент быстроходности колеса, тем меньше его диаметр D2 <см. рис. 46) и тем меньше отношение наружного диаметра £>а к внутреннему DA. Вместе с тем возрастает отношение ширины выхода Ь2 к наружному диаметру колеса D2.

Поэтому у центробежных насосов с коэффициентом быстроходности Яб>350 из­меняется форма рабочего колеса и жидкость движется в них не радиально, а диагональ­но или параллельно оси насоса (винтовые и пропеллерные насос ы). Такие насосы имеют высокую производительность Qe при малых напор’ах Не и большом числе оборотов п. В химической промышленности пропеллерные насосы применяют для создания циркуляции жидкости в различных аппаратах.