Основы гидравлики. Насосы

1. Основы гидравлики. насосы

ОСНОВЫ ГИДРАВЛИКИ. НАСОСЫ
1. Общие сведения о насосах
1.1. Классификация насосов

2. Насосом называют гидравлическую машину, которая служит для создания напорного потока жидкой среды

По
характеру
силового воздействия
динамические и объемные
насосы
разделяют
на
Динамический насос – насос, в котором рабочая жидкость
перемещается под непрерывным силовым воздействием на нее
в камере, постоянно сообщающейся с входом и выходом
насоса
Наиболее распространенны лопастные насосы (центробежные, осевые и
электромагнитные)
Основное назначение – перекачка (транспортировка) жидкости.
Объемный насос – насос, в котором рабочая жидкость
перемещается путем периодического изменения объема
занимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся с входом
и выходом насоса
В эту группу насосов входят:
– возвратно-поступательные
(поршневые,
плунжерные,
диафрагменные)
– роторные (роторно-вращательные и роторно-поступательные).
Основное назначение – использование в системах гидропривода.
и

3. Насосным агрегатом называют агрегат, состоящий из приводящего двигателя и насоса, соединенных друг с другом

Насосной установкой называют насосный агрегат
с трубопроводами, контрольно-измерительными
приборами,
запорно-регулирующей
и
другой
необходимой аппаратурой
Насосная установка предназначена для обеспечения
подачи заданного расхода жидкости из одного места в
другое

4.

1.2. Основные рабочие параметры насосов

5. Объемная подача насоса Qv [м3/с] – объем жидкости, проходящей в единицу времени через напорный (выходной) патрубок насоса.

Для измерения объемной подачи кроме системной единицы
измерения м3/с пользуются и внесистемными единицами
измерения: м3/час, л/с и др.
Напор насоса Н [м] – полная удельная
энергия, приобретаемая жидкостью при
прохождении насоса и вычисляемая в метрах
столба перекачиваемой жидкости

6.

7.

При этом напор, создаваемый насосом, определяют как
разность полных гидродинамических напоров в выходном
(нагнетательном) и входном (всасывающем) патрубках
насоса (в местах установки манометра и вакуумметра соответственно)
2
2
p
v
p
v
н
н
н
вс
вс
вс
z
H zн
вс
g
2 g
g
2 g
Приняв z вс 0 , z н Н 0, (разность высот установки манометра и
вакуумметра), и зная, что абсолютное давление во всасывающем и
нагнетательном патрубках равно, соответственно,
рвс ратм рв
и рн ратм р м
получим
2
р м рв v н2 vвс
Н Н0
g
2 g
Если диаметры нагнетательного и всасывающего патрубков равны,
то скорости в них также равны v н v вс , и тогда
р рв
Н Н0 м
g

8.

При проектировании насосной установки (для подбора насоса)
напор определяют по элементам насосной установки
Напор в этом случае можно определить как разность полных
гидродинамических напоров для сечений, взятых на поверхности
жидкости в приемном и заборном резервуарах с учетом полных
потерь в нагнетательном и всасывающем трубопроводах
2
2
v
v
p
p
2
1
2 z
1
1 h
H z2 2
1
w
g
2 g
g
2 g
где hw hw hw – сумма полных потерь напора во всасывающем и
вс
н
нагнетательном трубопроводах, м
Приняв z 1 0 , z 2 Н г (разность уровней жидкости в заборном и приемном
резервуарах), v 1 v 2 0 (уровни жидкости заборном и приемном резервуарах не
изменяются) получим
Н Нг
р 2 р1
hw
g
Если заборный и приемный резервуары открыты в атмосферу, то
давление над свободными поверхностями жидкости в них равно
атмосферному p 1 p 2 pатм , и тогда
Н Н г hw

9. Давление, развиваемое насосом р [Па], – давление в нагнетательном патрубке (на выходе) насоса

p g H
Полезная мощность насоса Nп [Вт] –
мощность, приобретаемая жидкостью при
прохождении ею насоса
N п g H Qv
или
Nп p Q
Потребляемая мощность насоса N [Вт]
связана с полезной через коэффициент
полезного действия насоса
N = N п /

10. КПД насоса  учитывает все потери энергии в насосе, которые возникают в нем при перекачивании жидкости

КПД насоса учитывает все потери энергии
в насосе, которые возникают в нем при
перекачивании жидкости
В общем случае КПД насоса складывается из
гидравлического КПД ( г), объемного КПД ( о) и
механического КПД ( м)
= г о м
Гидравлический КПД учитывает потери энергии при движении жидкости
в насосе, объемный – потери за счет возвратных утечек жидкости, а
механический – потери на трение в механических узлах насоса
Необходимая
мощность
двигателя для насоса
N дв
N
пер
приводящего
k
где пер – КПД передачи;
k – коэффициент запаса на случайные перегрузки двигателя
(принимается равным 1,1 1,5 в зависимости от мощности
двигателя, чем ниже мощность двигателя, тем выше k)

11. Вакуумметрическая высота всасывания hвак характеризует степень разрежения, возникающего у входа в насос

Она
зависит
от атмосферного
давления,
температуры
перекачиваемой
жидкости,
быстроходности
насоса,
его
конструктивных особенностей и обычно указывается в каталоге
соответствующего насоса при нормальном атмосферном давлении
температуре перекачиваемой жидкости 20 С. Разрежение во
всасывающем патрубке насоса не должно превышать эту величину
Если атмосферное давление отличается от нормального, необходимо
вводить поправку к паспортной вакуумметрической высоте всасывания
h'вак hвак 10 hатм
где h'вак
hвак
hатм
- исправленная вакуумметрическая высота всасывания, м;
- допустимая вакуумметрическая высота всасывания по
каталогу, м;
- атмосферное давление на местности, м

12. Геометрическую высоту установки насоса над уровнем жидкости в заборном резервуаре hвс определяют из уравнения Бернулли,

составленного для сечений взятых на уровне жидкости в
заборном резервуаре и на уровне всасывающего патрубка насоса
Приняв z 1 0 , z 2 hвс, p 1 p атм , p 2 pвс , v 1 0 , v 2 v вс получим
2
ратм
рвс
v вс
hвс
hw
вс
g
g 2 g
Тогда
где hw – суммарные потери напора во
вс
всасывающем трубопроводе, м
2
ратм рвс v вс
hвс
hw
вс
g
2 g
следовательно
однако
ратм рвс рвак
hвак
g
g
2
v вс
hвс hвак
hwвс
2 g
Для нормальной работы насоса необходимо, чтобы давление во входном патрубке
насоса было выше давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости рн.п. при
данной температуре. Если это условие не соблюдается, то образующиеся при
испарении пары жидкости прерывают нормальную работу насоса
Поэтому геометрическую высоту установки насоса обычно определяют как
2
v вс
p
hвс hвак
hwвс н .п .
2 g
g
Если hвс отрицательная, заборный резервуар необходимо располагать выше насоса

13.

2. Лопастные насосы

14.

Лопастные насосы относятся к динамическим
насосам
Рабочим органом лопастного насоса является
вращающееся рабочее колесо, снабженное
лопастями
Передача энергии от рабочего колеса к жидкости
происходит вследствие динамического воздействия
лопастей колеса с обтекающей их жидкостью
Из всех типов лопастных насосов на практике наибольшее
распространение получили центробежные насосы

15.

2.1 Классификация центробежных насосов

16.

Центробежные насосы классифицируют по следующим признакам:
I. По числу рабочих колес
• Одноколесные
• Многоколесные:
– многопоточные (с параллельным соединением колес Н=Нi; Q= Qi);
– многоступенчатые (с последовательным соединением колес Н= Нi; Q=Qi)
II. По конструкции рабочего колеса
• С закрытым рабочим колесом (объем полостей колеса постоянен;
применяются для чистых жидкостей)
• С открытым рабочим колесом (объем полостей колеса непостоянен;
применяются для жидкостей с взвешенными частицами)
III. По создаваемому напору
• Низконапорные (Н 20 м)
• Средненапорные (20 < Н 60 м)
• Высоконапорные (Н > 60 м)
IV. По способу подвода воды к колесу
• С односторонним подводом
• С двухсторонним подводом

17.

Центробежные насосы классифицируют по следующим признакам:
(продолжение)
По расположению вала
• Горизонтальные
• Вертикальные (для откачки жидкости из глубоких колодцев и скважин)
VI. По конструкции корпуса
• С вертикальным разъемом корпуса
• С горизонтальным разъемом корпуса
VII. По способу соединения с двигателем
• Имеющие общий вал с двигателем (соединенные с ним при помощи
V.
муфты)
• Приводные (соединенные с двигателем при помощи различных передач
или редукторов)
VIII. По способу отвода жидкости из рабочего колеса
• Без направляющего аппарата
• С направляющим аппаратом
IX. По роду перекачиваемой жидкости
• Водяные
• Канализационные
• Кислотные
• Землесосные и др.

18.

2.2. Устройство центробежных насосов

19.

Схема центробежного насоса консольного типа
1 – всасывающий (подводящий) патрубок; 2 – рабочее колесо; 3 – лопасть;
4 – нагнетательный (отводящий) патрубок; 5 – язык; 6 – диффузор;
7, 8 – ведомый и ведущий диски рабочего колеса

20.

2.3. Движение жидкости в рабочем колесе
центробежного насоса

21.

Движение жидкости в полости вращающегося рабочего колеса насоса является
сложным и его можно представить в виде суммы двух движений:
– переносного – вращения жидкости вместе с лопатками рабочего колеса
– относительного – движения жидкости относительно лопаток рабочего колеса
vi
vri
i
wi
i
Скорость переносного движения u
направлена
по
касательной
к
окружности, на которой расположена
рассматриваемая точка, в сторону
вращения рабочего колеса
ui
v i
Ri
R2
R1
Скорость относительного движения w
направлена по касательной к лопастям
рабочего колеса в рассматриваемой точке
от центра к периферии
Численные значения этих скоростей могут быть рассчитаны по формулам:
где D – диаметр окружности, м;
u D N
N – частота вращения рабочего колеса, 1/с;
Q – расход жидкости через рабочее колесо, м3/с;
b – ширина лопастей рабочего колеса, м;
Q
– угол наклона лопастей рабочего колеса (угол между
w
относительной скоростью и отрицательным
D b sin
направлением переносной скорости на окружности
в рассматриваемой точке), град;
– коэффициент, учитывающий уменьшение площади
живого сечения потока за счет площади сечения
лопастей, 1

22.

Значение и направление скорости абсолютного движения v определяют путем
геометрического суммирования переносной скорости u и относительной скорости w
v u w
Из параллелограмма скоростей в соответствии с теоремой косинусов следует
w 2 v 2 u 2 2 v u cos
где - угол между направлениями абсолютной и переносной скоростей жидкости, град
Абсолютную скорость v можно также разложить на две взаимно перпендикулярные
составляющие:
– касательную абсолютной скорости v , направленную по касательной к окружности,
на которой расположена рассматриваемая точка
v v cos u v r ctg
– радиальную абсолютной скорости vr, направленную перпендикулярно (по радиусу)
окружности, на которой расположена рассматриваемая точка
v r v sin
Таким образом, характер движения жидкости в рабочем колесе определяется
линейными размерами и частотой вращения рабочего колеса, а также конструкцией и
формой лопастей

23.

2.4. Основное уравнение центробежного
насоса

24.

Основное уравнением центробежного насоса
(уравнением Эйлера для центробежного насоса)
Hт
g
v2 cos 2 R2 v1 cos 1 R1
где H
теоретический напор центробежного насоса, м;
R1, R2
радиусы входа и выхода рабочего колеса, соответственно, м;
v1 v2
абсолютные скорости жидкости на входе и выходе рабочего
колеса, соответственно, м/с;
1 2
углы между направлениями абсолютной и переносной
скоростей жидкости на входе и выходе рабочего колеса,
соответственно, град;
угловая скорость рабочего колеса, рад./сек.

25.

Конструкция колес центробежных насосов, у которых подвод жидкости осуществляется
по оси колеса, такова, что абсолютная скорость v1 направлена по радиусу, т.е. 1 = 90
При этом уравнение принимает вид
u2 v 2 u2 v 2 cos 2
H т v 2 R2
g
g
g
Действительный напор, развиваемый насосом
H Hт г k
где г – гидравлический КПД насоса, учитывающий потери напора в рабочем колесе
насоса на преодоление гидравлического сопротивления (зависит от конструкции
насоса, г = 0,85 0,95);
k – коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопаток

26.

2.5. Форма лопастей рабочего колеса
центробежного насоса

27.

От формы лопастей рабочего колеса, определяемой углами лопаток 1 и 2, зависят
величины теоретического напора Нт и КПД насоса
Поэтому форме очертания лопастей рабочего
центробежных насосов придают большое значение
колеса
при
конструировании
По форме очертания лопастей рабочего колеса центробежных насосов
разделяют на три типа
I
II
III
отогнутые назад
2 < 90
отогнутые вперед
2 > 90
с радиальным выходом
2 = 90

28.

Проанализируем, как влияет форма очертания лопастей на теоретический напор и КПД
насоса
Из параллелограмма скоростей на выходе потока из рабочего колеса можно записать
u 2 v 2 cos 2 w 2 cos 2
u v
u v cos 2
Hт 2 2 2 2
g
g
w cos 2
v 2 cos 2 u 2 1 2
u
2
u
w
H т 2 1 2 cos 2
g
u2
v2
2
w2
2
u2
Как следует из уравнения с увеличением угла 2 увеличивается напор, развиваемый
насосом, а также абсолютная скорость v2
p2 p1 v 22 v12
Н т H ст Н дин
g
2 g
Н ст
R – коэффициент реактивности
Н дин
рабочего колеса
С увеличением угла 2 возрастает величина v2, следовательно, коэффициент реактивности рабочего
колеса уменьшается
u
при 2 < 90 Н т 2 , Нст > Ндин, R > 1 – рабочее колесо центробежного насоса создает в
g
основном статический напор, производительность большая, а гидравлические потери
минимальны
u
при 2 > 90 Н т 2 , Нст < Ндин, R < 1 – рабочее колесо центробежного насоса создает в
g
основном динамический напор, производительность меньше, большие гидравлические потери
и низкий КПД, вследствие резкого увеличения
сечений канала между лопастями
u2
при 2 = 90 Н т
, Нст = Ндин, R = 1 – статический и динамический напоры, создаваеg
мые рабочим колесом центробежного насоса,
равны
В современных центробежных насосах применяют в основном лопасти I-го типа как наиболее
выгодные, причем угол 2 колеблется в пределах 15 40

29.

2.6. Основы теории подобия насосов

30.

Теория подобия позволяет, выполнив исследования на
модельном насосе:
– рассчитать характеристики проектируемого
натурного насоса других размеров;
– пересчитать параметры работы используемого
насоса при его эксплуатации в других режимах,
отличных от паспортных (другая частота вращения
рабочего колеса, иная рабочая жидкость и т.д.)
Применительно к насосам гидродинамическая
теория подобия требует использования трех видов
подобия:
– кинематического;
– геометрического;
– динамического

31.

Кинематическое подобие предполагает, что
отношение скоростей модели и натуры в
соответственных точках должно сохраняться
постоянным
Применительно к скоростям жидкости в рабочем колесе насоса это
выражается соотношением
v м uм w м
const
v н uн
wн
где индексы "м" и "н" относятся к
модельному и натуральному
насосам, соответственно
uм
uн
Соотношения скоростей переносного движения u м uн и
относительного движения w м w н для модельного и натурального
насосов
uм Dм nм Dм nм
uн Dн nн
Dн nн
wм
Qм
Dн bн н sin н
wн D м b м м sin м
Qн

32.

Геометрическое подобие требует соблюдения
подобия основных форм и размеров модельного и
натурного насосов
Применительно к геометрическим характеристикам рабочего колесе
насоса это выражается соотношением
bм Dм
bн
Dн
м = н, м = н, м = н
,
С учетом этих выражений соотношение скоростей относительного
движения для модельного и натурального насосов примет вид
w м Q м Dн
w н Qн D м
2
Используя выражения для кинематического подобия получим
3
Qм Dм nм
Q н Dн nн

33.

Динамическое подобие предполагает подобие
процесса передачи энергии от рабочего колеса к
жидкости
В соответствии с основным уравнением центробежного насоса
имеем
H м v м u м cos 1
g
Hн
g
v н uн cos н
С учетом кинематического подобия скоростей модельного и
натурального насосов при м = н
уравнение принимает
следующий вид
2
H м uм
или
H н uн
2
H м Dм nм
H н Dн n н
2
С учетом этого соотношение мощностей модельного и натурного
насосов
N м м g Qм H м
Nн
н g Qн H н
или
5
N м м Dм nм
Nн
н Dн n н
3

34.

Формулы подобия позволяют пересчитывать параметры
модельных насосов на параметры натурных насосов, что
особенно важно для крупных насосов
3
Qм Dм nм
Q н Dн nн
2
H м Dм nм
H н Dн n н
2
5
N м м Dм nм
Nн
н Dн nн
3
Эти же формулы позволяют пересчитывать параметры и
характеристики насосов при изменении частоты вращения
их рабочего колеса, в чем возникает необходимость при
замене приводного электродвигателя
Так, если один и тот же насос (Dм/Dн= 1), перекачивая одну и ту же
жидкость, изменит частоту вращения с n1 на n2, то его параметры
можно пересчитать следующим образом
Q 1 n1
Q 2 n2
H 1 n1
H 2 n2
2
N 1 n1
N 2 n2
3

35.

2.7. Коэффициент быстроходности

36.

Подобные насосы могут быть различного размера и работать в
широком диапазоне частот вращения, подач и напоров
Следовательно, для общей характеристики и сравнения между
собой различных насосов нужен показатель, включающий
основные параметры насоса
В качестве такого комплексного показателя может быть выбрана
частота вращения, как величина, через которую могут быть
выражены все основные параметры насоса
Для получения формулы, позволяющей связать частоту вращения с
основными параметрами насоса, воспользуемся уравнениями
подобия центробежных насосов, записанными в следующем виде
2
H D n
H s Ds ns
3
Q D
n
Qs Ds ns
2
Проведя ряд математических преобразований с этими формулами
получим
Q
n s n
Qs
1/ 2
Hs
H
4/3

37.

Q
n s n
Qs
1/ 2
H
s
H
4/3
В каждой серии подобных насосов можно выделить в качестве
эталонного (модельного) насоса такой, который при частоте
вращения ns, полезной мощности Nп = 735,5 Вт и наивысшем КПД
развивает для воды напор Нs = 1 м и подачу Qs = 0,075 м3/с
Подставляя в предыдущую формулу эти значения, окончательно получим
n s 3 ,65
n Q
H3/4
Такую частоту вращения эталонного (модельного) насоса,
характеризующую быстроходность насосов данной серии, принято
называть коэффициентом быстроходности ns
Коэффициент быстроходности достаточно полно характеризует тип
насоса. У различных по типу и конструкции насосов с близкими
значениями ns и другие параметры близки
Вместо коэффициента быстроходности часто используют удельную
частоту вращения nу
n Q
nу
H3/4

38.

Для некоторых видов насосов коэффициент быстроходности ns
(удельная частота вращения nу) принимает следующие значения:
1. Поршневые
2. Центробежные:
– тихоходные
– нормальные
– быстроходные
3. Винтовые
4. Осевые
ns < 40 об/мин
(nу < 13 об/мин)
ns = 50 90 об/мин
ns = 80 300 об/мин
nу = 250 500 об/мин
nу = 350 600 об/мин
nу = 500 1000 об/мин
(nу = 13 25 об/мин)
(nу = 20 80 об/мин)
(nу = 70 140 об/мин)
(nу = 90 160 об/мин)
(nу = 140 300 об/мин)
Тихоходные насосы всегда используют при необходимости получения
высоких напоров и малых подач, поэтому их наиболее часто
применяют в водоснабжении и в тех случаях, когда необходимо
создание больших давления в сети
Быстроходные насосы используют при необходимости
получения низких напоров и больших подач, поэтому их наиболее
часто применяют в установках, предназначенных для подъема
больших масс воды на сравнительно небольшую высоту, например
для подачи жидкости по трубопроводам на орошаемые массивы

39.

2.8. Характеристики центробежных
насосов

40.

Подача насоса, напор, потребляемая мощность и КПД взаимосвязаны между собой
Насосы рассчитывают для определенного сочетания подачи Q, напора H и частоты
вращения рабочего колеса n, при котором гидравлические потери в насосе
минимальны
Такое сочетание этих параметров называют расчетным режимом
Зависимости напора, потребляемой мощности и КПД от
его подачи при постоянной частоте вращения рабочего
колеса центробежного насоса называют рабочими
характеристиками насоса
Зависимость напора от подачи H = H(Q) называют главной
или напорной характеристикой насоса
Рабочие характеристики насоса получают на заводе-изготовителе путем
проведения стендовых испытаний
В процессе стендовых испытаний при заданной частоте вращения рабочего
колеса центробежного насоса снимают значения напора, тока и напряжения,
потребляемых насосом, при фиксированных значениях подачи
С использованием полученных данных строят напорную характеристику насоса H =
H(Q) и рассчитывают значения полезной мощности Nп, мощности, потребляемой
насосом, N и КПД насоса при различных значениях подачи, по соответствующим
формулам
N
g H Q
I U 3 cos
[кВт]
п
N
дв [кВт]
Nп
1000
N
1000

41.

N, кВт
20
60м
Н,
Нх
Нопт
40
A
Н=Н(Q)
, %
= (Q)
60
10
20
N=N(Q)
40
20
0
0
0 0
0
8
Qопт 16
Q, л/с
24
Hх – напор холостого хода (напор, развиваемый насосом при отсутствии подачи)
Режим работы насоса, при максимальном значении КПД (точка А) является
оптимальным, а соответствующие этой точке значения Qа и На являются
оптимальными параметрами работы насоса
Для обеспечения легкого пуска насоса необходимо, чтобы оптимальный напор На
был меньше напора холостого хода, то есть На Нх

42.

2.9. Эксплуатационные расчеты
центробежных насосов
2.9.1. Совместная работа насоса и трубопровода

43.

Основные эксплуатационные параметры рабочего режима насосной
установки определяют условиями совместной работы насоса и трубопровода
Схема насосной установки
hwн; ℓн; dн; н
hwвс; ℓвс; dвс; вс
Hг
z2
z1
0
0

44.

Потребный напор, необходимый для перекачки жидкости по трубопроводу из
одной емкости в другую, можно определить как
p2 2 v 22
p1 1 v12
z1
hw
H тр z 2
g
2
g
g
2
g
где hw hwвс hwн
p 2 p1
hw
Приняв z 1 0 , z 2 Н г , v 1 v 2, 0 , получим H тр H г
g
или H тр H ст hw
p 2 p1
где H ст H г
- гидростатический
g
напор насосной
установки, м
2
v вс
l вс
hwвс вс
вс
d вс
2 g
4 Q
4 Q
где v вс
vн
2
d н2
d вс
v н2
lн
hwн н
н
dн
2 g
1
1
2
l вс
lн
Н тр Н ст
вс 4 н н Q
2 4 вс d
dн
2 g d вс
вс
dн
16

45.

1
1
2
l вс
lн
Н тр Н ст
вс 4 н н Q
2 4 вс d
dн
2 g d вс
вс
dн
16
H тр Н ст K Q 2 - характеристики сети (трубопровода)
1
1
l вс
lн
где K
вс
вс
н
н
2
4
4
d вс
dн
d вс
dн
2 g
16
К - коэффициент, постоянный для данной насосной установки,
характеризующий полные потери напора во всасывающем и
нагнетательном трубопроводах, 1/м2

46.

Графическое определение рабочей точки при совместной
работе центробежного насоса и трубопровода
Н
Нтр=Нтр(Q)
А
НА
Нн=Нн(Q)
Нст
0
QА
Q
Нн=Н(Q) – напорная характеристика насоса
Hтр=Нтр(Q) – характеристика сети (трубопровода)
А – рабочая точка (лимитная точка) насосной установки при работе на
данную сеть (трубопровод)

47.

2.9.2. Регулирование подачи центробежных
насосов

48.

Способы изменение подачи насосной:
Регулирование дросселированием
Регулирование изменением частоты
вращения рабочего колеса насоса
Регулирование при помощи обточки
рабочего колеса насоса по наружному
диаметру
Регулирование
с
использованием
последовательного и параллельного
соединения насосов

49.

Регулирование дросселированием
Н
Нтр.з=Нтр.з(Q)
В
НВ
h з = Н В - НА
НА
Нтр=Нтр(Q)
А
Нн=Нн(Q)
v з2
16 Q з2
hз з
з
2 g
2 g 2 d н4
С
v н2
н
v н2
hwн н
н
з
d
2
g
2 g
н
Нст
QВ=Qз
0
з
QА
2 g hз
2
vз
2 g hз 2 d н4
16 Qз2
Q
1
1
2
вс
н
Q2
Н тр .з Н ст
вс 4 н н Q hз 2
2 4 вс d
dн
Qз
2 g d вс
вс
dн
16
H тр .з Н ст K Q hз
2
Q2
Qз2

50.

Регулирование изменением частоты
вращения рабочего колеса
Н
- парабола подобных
режимов
Нтр=Нтр(Q)
Х
НХ
НА
А
НС
Нн=Нн(Q)
С
Нн'=Нн'(Q)
Нст
0
Qз QХ QА
Q

51.

Согласно условиям подобия режимов работы центробежных насосов
режимы работы насоса при различных оборотах его рабочего
колеса подобны, когда основные характеристики насоса связаны
между собой соотношениями, которые можно записать в следующем
виде
Qз nз
Q
n
H тр
H
n
з
n
Q з2
2
Qз
Qз
nз n
n
Q
Qх
Q2
H тр
H
nз n
H
H тр
H
H тр
Q з2
n
Q 2 - парабола подобных
режимов
Hc
Hх
При частоте вращения рабочего колеса насоса nз мощность, потребляемую
насосом, можно рассчитать как
Nс
g Qз H с
1000 х
где х - КПД насоса, соответствующий точке Х
Рассмотренные способы регулирования применяют для
недолговременного изменения подачи насосной установки
оперативного
и

52.

Регулирование при помощи обточки рабочего
колеса насоса по наружному диаметру
При уменьшении диаметра рабочего колеса в определенных пределах
КПД насоса меняется незначительно и этот способ регулирования
самый экономичный
Предельная обточка рабочего колеса зависит от коэффициента
быстроходности ns
В результате обточки рабочего колеса уменьшается окружная
скорость на выходе жидкости из колеса, что приводит к
уменьшению напора
Н
А
НА
Нн=Нн(Q)
С
НС
Нтр=Нтр(Q)
Нн'=Нн'(Q)
Нст
0
Qз
QА
Q

53.

2.9.3. Последовательное и параллельное
соединение насосов

54.

Последовательное соединение насосов
применяют в случае, если одним насосом нельзя обеспечить
требуемый напор
Схема последовательного соединения центробежных насосов
3
1
4
3
4
4
2
4
Графическое определение рабочей точки при
последовательном соединении насосов
Н,
Н=Н тр (Q)
Н2 i
5
5
A
НA
Н=Н н 1-2 (Q)
1 – всасывающий трубопровод; 2 – напорный
трубопровод; 3 – обратный клапан; 4 – вентиль;
5 - насос
Н=Н н 1,2 (Q)
Нi
Суммарный напор развиваемый насосами,
работающих последовательно
n
Н Нi
при
Q const
i 1
= н (Q)
Qi
QA
Q

55.

Параллельное соединение насосов
применяют в случае, если одним насосом нельзя обеспечить
требуемую подачу
Схема параллельного соединения центробежных насосов
3
3
2
Н,
3
1
3
Графическое определение рабочей точки при
параллельном соединении насосов
4
Нi
НA
4
Н=Н тр (Q)
В
A
1 – всасывающий трубопровод; 2 – напорный
трубопровод; 3 – вентиль; 4 - насос
Н=Н н 1-2 (Q)
Н=Н н 1,2 (Q)
Суммарный напор развиваемый насосами,
работающих параллельно
n
Q Qi
i 1
при
с
C
= н (Q)
Н const
Qi QB
Q 2i
QA
Q

56.

2.9.4. Кавитация в насосах

57.

При работе насоса в его входном патрубке может быть довольно глубокий вакуум. Еще
больший вакуум создается на тыльной стороне лопастей при входе жидкости в рабочее колесо.
Эти условия могут приводить к возникновению кавитации
Кавитацией называют вскипание жидкости при понижении
давления до давления насыщенных паров перекачиваемой
жидкости при рабочей температуре в насосе
Вскипание жидкости приводит к образованию в ней мельчайших пузырьков пара, так
называемых каверн. Каверны увлекаются потоком жидкости из области низкого в область
повышенного давления, где пар мгновенно конденсируется и каверны схлопываются. При этом
жидкость резко устремляется к центру каверны и создается местное мгновенное повышение
давления (гидравлический удар)
Частота таких ударов очень высока, что приводит к возникновению усталостных явлений в
металле. Разрушение происходит в виде выкрашивания металла и поверхность вместо
гладкой становится «губчатой»
При кавитации возрастают гидравлические потери в насосе, что приводит к
падению подачи, напора, мощности и КПД. Кроме того, кавитационный износ
проточной части насоса и рабочего колеса ведет к быстрому выходу насоса из строя.
Внешне кавитация проявляется возникновением резкого шума и повышенной
вибрацией насоса
Условием отсутствия кавитации является требование, чтобы в любой точке
проточной части насоса абсолютное давление было выше давления насыщенного
пара перекачиваемой жидкости рн.п
Величину этого превышения давления принято характеризовать кавитационным
запасом h, представляющим собой разницу между полным напором жидкости во
всасывающем патрубке насоса и напором, соответствующим давлению
насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей температуре в насосе
p в v в2 p н .п .
h
g 2 g
g

58.

На практике, для учета случайных явлений, допустимый кавитационный запас
несколько завышают. Его можно рассчитать на основании формулы, предложенной
С.С. Рудневым
4/3
n Q
hдоп ( 1 ,1 1 ,3 ) hкр ( 11 13 )
Ck
где hкр – критический запас при котором наступает кавитация;
n
– частота вращения насоса;
Q – подача насоса;
Ск – кавитационный коэффициент быстроходности (Ск = 800 1000)
Таким образом, для нормальной работы насоса в условиях отсутствия кавитации
необходимо, чтобы
h hдоп.
Высота установки насоса НВ над уровнем всасывания должна быть такой, чтобы
вакуум во всасывающем патрубке насоса не превышал значений, приводящих к
возникновению кавитации. Это достигается в случае, если выполняется условие
HВ
p 1 p н .п .
hвс hдоп
g
Высота всасывания насоса зависит от давления в питающем резервуаре на уровне
всасывания р1, температуры жидкости (давление насыщенного пара рн.п. однозначно
определяется температурой жидкости), потерь напора во всасывающей ветви
трубопровода hвс и допустимого кавитационного запаса hдоп

59.

2.10. Осевые насосы

60.

Осевые насосы имеют высокий коэффициент быстроходности – ns = 600 1200
об/мин и поэтому применяются там, где требуется обеспечить большую подачу
(Q = 0,3 25 м3/с) при невысоком напоре (Н = 2 20 м)
Особенностью их конструкции является то, что движение жидкости в проточной части
насоса происходит вдоль оси вращения рабочего колеса
Схема осевого насоса
Обычно лопасти рабочего колеса выполняются поворотными,
что позволяет эксплуатировать насос при разной частоте
вращения не снижая КПД
Типовая характеристика осевого насоса
N,
Н,
кВт
м
15
,
n=930 об/мин
%
12
= н (Q)
50
A
10
8
N=N н (Q)
5
0
4
Н=Н н (Q)
1 – втулка; 2 – лопасти;
3 – направляющий аппарат;
4 – корпус
0
0
0
100
200
Q , л/с
300