Студопедия

КАТЕГОРИИ:

АстрономияБиологияГеографияДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника


Характеристика центробежного насоса




 

Рабочие органы насоса рассчитывают для определенного сочетания подачи, напора и частоты вращения, причем размеры и форму проточной полости выбирают так, чтобы гидравлические потери при работе на этом режиме были минимальными. Такое сочетание подачи, напора и частоты вращения называется расчетным режимом. При эксплуатации насос может работать на режимах, отличных от расчетного. Так, прикрывая задвижку, установленную на напорном трубо­проводе насоса, уменьшают подачу. При этом также изменяется на­пор, развиваемый насосом. Для правильной эксплуатации насоса не­обходимо знать, как изменяются напор, КПД и мощность, потреб­ляемая насосом, при изменении его подачи, т. е. знать характери­стику насоса, под которой понимается зависимость напора, мощности и КПД от подачи насоса при постоянной частоте вращения.

Ограничимся рассмотрением случая подвода жидкости к рабочему колесу без момента скорости (υu1=0). При этом теоретический напор при бесконечном числе ло­паток, согласно уравне­нию (5.27)

HТ= (ω/g)υu2R2=u2υu2/g (5.30)

Из треугольника ско­ростей на выходе из ра­бочего колеса (см. рис. 5.10) и уравнения (5.24) находим

υu2∞=u2- υm2 ctg β=u2 – ctg βQk/(2πR2b2ψ2) (5.31)

Подставив это выраже­ние в уравнение (5.30),получим

Нт∞=u22/gu2ctgβQk/ (g2πR2b2ψ2) (5.32)

Из уравнения следует, что зависимость теоретического напора при бесконечном числе лопаток от расхода Qk через колесо линей­ная (рис. 5.11). При подаче, равной нулю (задвижка на напорном тру­бопроводе закрыта полностью),

HТ∞= u22/g.

 

Рис. 5.11. Характеристика центробежного насоса:

I – уменьшение напора из-за конечного числа лопаток; II – потери в каналах насоса hk; III – потери на входе в рабочее колесо и отвод hвх

 

При конечном числе лопаток зависимость теоретического напора НТ от расхода через рабочее колесо тоже линейная. Так как на оди­наковых подачах теоретический напор при конечном числе лопаток меньше, чем при бесконечном, прямая НТ=f (Qk) расположена ниже прямой HТ∞=f(Qk). Из уравнений (5.26) и (5.13) следует, что приб­лиженно прямые HТ∞=f(Qk) и НТ=f (Qk) параллельны.

Напор, развиваемый насосом, меньше теоретического на величину гидравлических потерь:

Н=НТ - hп.

Эти потери состоят из потерь hвх при входе в рабочее колесо и в отвод и потерь hk в каналах подвода, рабочего колеса и отвода (потери в каналах насоса).

Потери в каналах насоса приближенно пропорциональны скорости жидкости во второй степени и, следовательно, расходу во второй степени:

Hk= kQ2k ,

где k - сопротивление каналов.

На рис. 5.11 изображена ниже оси абсцисс кривая hк = f (Qk), являющейся параболой с вершиной в начале координат.

Рассмотрим потери при входе в рабочее колесо. На рис. 5.12, а изображен треугольник АВС скоростей входа при расчетном режиме. Поскольку рассматриваем случай отсутствия закрутки на входе в ра­бочее колесо (υu1=0), треугольник скоростей является прямоуголь­ным. Направление входного элемента лопатки при расчетном режиме выбираем близким к направлению относительной скорости, жид­кости ω. Следовательно, при расчетном, режиме β и потери на входе в рабочее колесо практически отсутствуют. При уменьше­нии подачи меридиональная скорость уменьшается. Направление абсолютной скорости определяется конструкцией подвода и от подачи не зависит, поэтому в данном случае закрутка потока на входе равна нулю независимо от подачи (υu1= 0). Таким образом, при уменьше­нии подачи получаем треугольник ABС скоростей. Из рис. 5.12, а видно, что при нерасчетной подаче направление относительной ско­рости ω1 не совпадает с направлением входного элемента лопатки (β1). При этом поток отрывается от лопатки и образуется вихре­вая зона (рис. 5.12, б), наличие которой ведет к дополнительным по­терям энергии.

 

Рис. 5.12. Треугольники скоростей на входе в рабочее колесо

при различных режимах работы насоса

 

Причина потерь у входа в отвод следующая. Сечения отвода рас­считывают так, чтобы при расчетном режиме момент скорости жидко­сти в отводе был равен моменту скорости на выходе из рабочего ко­леса. При этом никакого изменения скоростей у входа в отвод нет, и потери при входе равны нулю. При уменьшении подачи насоса через то же сечение отвода проходит меньший расход жидкости. Следова­тельно, скорости в отводе и их момент при уменьшении подачи уменьшаются пропорционально последней, скорости же на выходе из рабо­чего колеса возрастают. Для бесконечного числа лопаток это хорошо видно из рис. 5.13. То же получается и при конечном числе лопаток. Таким образом, при подачах, меньших расчетной, момент скорости жидкости на выходе из рабочего колеса больше, чем в отводе. Анало­гично при подачах, больших расчетной, момент скорости жидкости в отводе больше, чем на выходе из рабочего колеса.

 

Рис. 5.13. Треугольники скоростей на выходе из рабочего колеса при различных режимах работы насоса

 

Следовательно, при подачах, отличных от расчетной, потоки вы­текающей из рабочего колеса и текущей по отводу жидкости имеют разные моменты скорости. При слиянии этих потоков в отводе наблюдаются вихреобразование и до­полнительные потери.

На рис. 5.11 ниже оси абсцисс изображена кри­вая hвх=f(Qk). При рас­четном расходе QКР поте­ри как у входа в рабочее колесо, так и у входа в отвод равны нулю. При отклонении подачи от расчетной эти потери быстро увеличиваются. Вычтя из ординат линии HТ = f(Qk) ординаты кривых потерь в каналах насоса и у входа в ра­бочее колесо и в отвод, получим кривую Н = f (Qк) зависимости на­пора насоса от расхода жидкости через колесо.

Подача насоса отличается от расхода через рабочее колесо на величину утечек:

Q= Qк - qk.

Из уравнения (5.13) следует, что теоретический напор не зависит от рода жидкости [в уравнении (5.13) отсутствуют величины, харак­теризующие физические свойства жидкости]. Гидравлические потери являются функцией Rе и, следовательно, зависят от вязкости жид­кости. Однако, если Rе велико и имеет место турбулентная автомодельность потоков в рабочих органах насоса, то гидравлические потери и, следовательно, напор насоса от рода жидкости не зависят, поэтому график напоров характеристики лопастного насоса одинаков для разных жидкостей, если потоки в рабочих органах насоса авто­модельны.

Построим кривую мощности. Из уравнения (5.6) гидравлическая мощность

NГ =QkρgHт

Зависимость теоретического напора Нтот расхода через рабочее колесо линейна (см. рис. 5.11) и может быть выражена уравнением

НТ= А-ВQk.

Отсюда гидравлическая мощность

NГ=ρg(AQk-BQ2k)

Это уравнение является уравнением параболы, пересекающей ось абсцисс в точках Qк = 0 и Qk = А/В рис. 5.14, кривая NГ = f(Qk).

 

Рис. 5.14. Характеристика центробежного насоса,

полученная теоретически

 

Механические поте­ри мало зависят от по­дачи насоса. Прибавив мощность механических потерь к гидравличе­ской мощности, полу­чаем кривую N = f(Qk) зависимости мощности на валу насоса от рас­хода жидкости через рабочее колесо. Для получения кривой мощ­ности характеристики насоса остается учесть объемные потери, при этом кривую N =f(Qk) надо сместить влево на величину утечек qк.

Имея кривые N = f(Qk) и Н = f (Q),построим кривую КПД по уравнению

ŋ = QρgH/N .

При Q = 0 и H = 0, ŋ = 0. Следовательно, кривая КПД пересе­кает ось абсцисс в начале координат (Q = 0) и в точке, где ее пересе­кает кривая напора.

Приведённые выше рассуждения являются приближёнными, так как не учитывают ряда факторов, влияющих на напор и мощность. В частности, они не учитывают вторичных токов, возникающих при малых подачах, неустановившиеся движения жидкости в каналах колеса при нерасчётных режимах и т.д. Поэтому характеристика насоса, построенная теоретически на основании описанных рассуждений, плохо согласуется с данными опыта. Характеристика насоса может быть получена лишь опытным путём.

На рис. 5.15. изображена характеристика центробежного насоса. На ней нанесены кривые зависимости напора Н, мощности N, КПД η и допустимого кавитационного запаса ∆hдоп (см. п. 5.19) от подачи Q.

 

Рис. 5.15. Характеристика центробежного насоса, полученная экспериментально

 


Поделиться:

Дата добавления: 2015-04-18; просмотров: 115; Мы поможем в написании вашей работы!; Нарушение авторских прав





lektsii.com - Лекции.Ком - 2014-2024 год. (0.011 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав
Главная страница Случайная страница Контакты