Характеристики нагнетателей и устройство центробежного насоса

1. 1. Характеристики нагнетателей: индивидуальные, универсальные, совмещённые и т.д. 2. Классификация насосов. 3. Центробежный

Лекция 3.
1. Характеристики нагнетателей: индивидуальные, универсальные, совмещённые
и т.д.
2. Классификация насосов.
3. Центробежный насос. Основные элементы и принцип действия центробежного насоса. Производительность центробежного насоса.
1
Для подбора и анализа работы нагнетателей нужно знать взаимосвязь между
основными их параметрами – подачей Q, полным давлением р, мощностью N, КПД η,
плотностью перемещаемой жидкости ρ, диаметром D, частотой вращения п.
Наибольшее применение для лопаточных нагнетателей получили зависимости давления,
мощности и КПД от подачи при неизменных плотности перемещаемой жидкости, геометрических размерах и частоты вращения. Такого рода график получил название полной
характеристики нагнетателя с нанесением при ρ, D, п=const кривых р=f1(Q),
N=f2(Q) и η=f3(Q). Все упомянутые зависимости обычно строят на одном графике в соответствующих масштабах,
причем Q откладывают по оси абсцисс,
а р, N и η – по оси ординат (рис. 3.1).
Под характеристикой насоса понимают графические зависимости между его основными рабочими параметрами.
Определение.
Q
Рис. 3.1
Q

2.

Для получения теоретической характеристики Нт∞=f(Qт)‚ рассматривается работа одноступенчатой машины при следующих допущениях: а) машина идеальная, т. е. потери в ней
отсутствуют; б) количество лопастей бесконечно большое; в) вход жидкости в рабочее колесо радиальный (α1 = 900); г) машина в этом случае создает напор Нт∞ и подает количество
жидкости Qт. Используя (2.8) с учётом того, что u2=πD2n и
с2 r =
Qт
D2b2, уравнение для напора преобразуется к виду
2
и2 − и2 c2 r ctgβ 2 ( D2 n )2
n
Н т =
=
−
Qт ctgβ 2 . (3.1)
g
g
gb2
Теоретически за счет изменения величин, входящих в уравнение
(3.1), можно добиться любых значений Нт∞ и Qт. Рассмотрим
случай, когда частота вращения п остается постоянной, а угол β2
изменяется в пределах от β2мин до β2макс, т. е. составим
функциональную зависимость Нт∞=f(Qт) при п = const для
различных форм лопастей, определяемых углом β2.
2
Обозначим
Рис. 3.2
( D2 n )
=A и
g
Тогда выражение (3.1) примет вид
n
= B.
gb2
Нт∞=А - В Qтctgβ2.
(3.2)
Нетрудно видеть, что (3.2) является уравнением прямой, причем прямая выходит не из начала координат. Угол ее наклона будет зависеть от типа лопасти, т. е. от угла β2. Характеристики при различных углах β2 изображены на рис. 3.3, на котором видно, что зависимость
N∞=f(Qт) для рабочих колес с лопастями, загнутыми назад, выгодно отличается от двух других типов (β2>90° и β2 = 90°).

3.

Рис. 3.3
Qт
При изменении частоты вращения изменяется ордината А (рис. 3.3). Это значит, что пучок
прямых переместится вверх (когда п растет)
или вниз (при уменьшении п). Полученная зависимость Нт∞=f(Qт) справедлива для всех
лопастных машин (насосов, компрессорных машин, турбин).
Для определения влияние гидравлических
потерь на характеристику насоса Н=f(Q) и их
зависимость от подачи, разобьём эти потери на
два вида: а) ΔН1 – потери, существующие на
всех режимах работы насоса; б) ΔН2 – потери,
возникающие только на нерасчетных режимах,
т. е. когда подача больше или меньше
расчетной; их называют потерями на «удар».
Первый вид можно выразить зависимостью
l v2
v2
H =
+ ,
1
d 2g
2g
(3.3)
в которой первый член – это объединенные потери на трение во всех элементах проточной
части, а второй – потери при расширении струи в проточной части.
В формуле (3.3): v – скорость в рассматриваемом сечении канала; λ – коэффициент гидравлического трения; ζ– коэффициент сопротивления; d – эквивалентный диаметр рассматриваемого сечения канала; l – эквивалентная длина канала.
Полагая для простоты закон изменения потерь ΔН1 в виде квадратичной параболы
уравнение (3.3) можно переписать в виде:
ΔН1=k1Q2 ,
где k1 – постоянная величина для данного насоса.

4.

Потери ΔН2 на входе и на выходе вызываются отклонением подачи от расчетной в большую или меньшую сторону. Эти потери возникают из-за внезапного изменения направления и
величины скорости потока.
Для определения потерь на входе рассмотрим входные треугольники скоростей при расчётном и нерасчётном режимах работы (рис. 3.4). При нормальной подаче меридианная
скорость будет с1r поток входит на колесо под углом α1 с окружной составляющей с1и. В
случае уменьшения подачи абсолютная скорость входа будет с1′<с1, меридианная – с′1и>
>c1и. Поток войдет в колесо уже под углом α′1 с окружной составляющей с′1и>c1u при
постоянном угле лопасти β1. Тогда гидравлические потери на входе
c12u
( c1 u − c1u )2
h1s = k2
= k2
2g
2g
(3.4)
где k2 –коэффициент, учитывающий постоянные величины при определении гидравлических
потерь.
Рис. 3.4

5.

Потери при выходе из рабочего колеса по аналогии с уравнением (3.4) будут выражаться
зависимостью
2
c2u
h2 s = k3
2g
(3.5)
Принимая во внимание уравнения (3.4) и (3.5) и объединяя их в одно, получим выражение
для суммарной гидравлической потери (на входе и выходе) при отклонении от расчётного
режима:
ΔН2=k4(Qx-Qр)2,
(3.6)
где Qр – расчётная подача; Qх – подача больше или меньше расчётной.
Для построения характеристики Н=f(Q)‚ необходимо построить графическую зависимость, определяемую уравнением
Н=Нт–ΔН1–ΔН2=Нт–k1Q2–k4(Qx–Qр)2 .
Рис. 3.5
В силу характера рассматриваемых гидравлических потерь и того, что расположение максимального КПД определяется суммой потерь на
трение и на удар, режиму максимального КПД будет соответствовать меньшая подача, чем на расчётном режиме. Форма характеристики Н=f(Q) с
учётом объемных потерь не изменится, а только
несколько сместится в сторону. В общем случае
парабола имеет восходящую ветвь, максимум и
нисходящую ветвь (рис. 3.5).
Для получения характеристики, исключающей
неустойчивую работу, необходимо спроектировать
проточную часть насоса так, чтобы не было
восходящей ветви.

6.

Рабочие характеристики [Н=f(Q), N f(Q), η=f(Q)] получают после обработки результатов испытаний машины на специальном стенде (см. рис. 3.8).
На рис. 3.9 представлена характеристика центробежного
насоса, на которой
совмещены зависимости
Н=f(Q) и
η=f(Q) при
Рис. 3.8
работе
насоса на различных
частотах вращения.
Такая характеристика называется универсальной. На универсальной характеристике можно выделить отрезки кривых
р(Q) или площадки,
соответствующие
наиболее экономич-
Q м3/ч
Рис. 3.9
ным условиям работы и ограниченные слева и справа кривыми η=f(Q), где η>0,9ηмакс (см.
рис. 3.9).
Совмещенные характеристики получаются, например, построением на одном графике в
том или ином масштабе ограниченных универсальных характеристик для разных номеров
или всей серии нагнетателей. Для подбора нагнетателей (как правило, вентиляторов) используются также обезличенные и безразмерные характеристики.

7.

8.

Центробежный насос. Центробежные насосы в силу целого ряда своих качеств (подача – до десятков кубических метров в секунду, напор – до нескольких тысяч метров при КПД до 80…85 %) являются, пожалуй, самыми распространенными из всех типов
насосов. Обычный одноколесный центробежный насос (см. рис. 3.12) состоит из лопастного
лопастного колеса 1 и спирального корпуса 2. В
некоторых конструкциях на выходе из колеса
устанавливают направляющий аппарат 3, способствующий уменьшению гидравлических потерь на выходе с колеса в корпус, изготовливаемый литым (обычно чугунным), причем по мере
раскрытия спирали может возрастать и его
ширина. Для уменьшения зазора
между
всасывающим патрубком 4 корпуса и колесом
устраивают лабиринтное уплотнение или даже
применяют сальники. олесо выполняют литым
из стали, чугуна, бронзы или других материалов.
Особенностью колес центробежных насосов
являются отогнутые назад лопасти (β2<900).
Такая конструкция обеспечивает наименьшие
Рис. 3.12
гидравлические потери при течении жидкости
3
между лопастями и при входе в кожух.
Другая особенность центробежного насоса – невозможность пуска его в действие без предварительного
залива перекачиваемой жидкостью, так как наличие
зазора между уплотнительным кольцом рабочего колеса и корпусом не позволяет создать необходимого
разрежения и обеспечить поступление жидкости к рабочему колесу. Увеличение давления, если дальнейшее увеличение частоты вращения ограничено по соображениям прочности, удобства привода или опасения кавитации, достигается последовательным соединением нескольких ступеней (на рис. 3.13 позиции 1,
2, 3, 4)
Рис. 3.13

9.

При разработке конструкции насоса следует учитывать, что в нем
возникает осевое давление на рабочее колесо вследствие того, что
б)
на задний диск 1 и переднее кольцо 2 колеса действует давление со
стороны жидкости в корпусе. При
этом ввиду того, что площадь заднего диска больше площади переднего кольца, результирующая
этих двух сил направлена в сторону всасывания.
В крупных насосах сила осевого
давления может достигать нескольких тонн, и требуются серьёзРис. 3.14
ные меры для ее снижения, так как иначе колесо сместится и может произойти повреждение
насоса.
В простейших центробежных насосах низкого давления для разгрузки колёс от давления
просверливают отверстия в заднем диске колеса, однако такое мероприятие связано с
увеличением гидравлических потерь.
В насосах высокого давления можно применять гидравлические разгрузочные устройства и упорные подшипники.
Принцип действия разнообразных по конструкциям гидравлических разгрузочных устройств (см. рис. 3.14б) основан на подаче жидкости под давлением из корпуса 1 в особую камеру 2, где расположена вращаемая вместе с валом шайба 3.
Проще всего осевое давление нейтрализовать путем устройства насосов с двусторонним
всасыванием при расположении колес на одном валу (рис. 3.15).
а)

10.

Рис.3.15

11.

а)
б)
Рис.3.17
Насос этот – одноступенчатый, консольный, предназначен для соединения с двигателем
через шкив или муфту. Корпус 1, колесо 2, станину 3 насоса отливают из чугуна. Вал 4 имеет
две опоры: одну в корпусе, в виде шарикоподшипника 5, и другую на бронзовой буксе 6, запрессованной в задней стенке кожуха. Осевую разгрузку осуществляют через отверстия 7 в
заднем диске 8 колеса. Для уменьшения обратной утечки через зазор устанавливают уплотняющие кольца. Сальник 9, предназначенный для пропуска вала, находится под избыточным
давлением и соединён каналом 10 с полостью насоса.
Сальниковую набивку выполняют из просаленного хлопчатобумажного шнура.

12.

Производительность центробежного насоса, определяемая количеством жидкости,
протекающей каналы рабочего колеса, может быть выражена через скорость с и площадь
поперечного сечения s каналов
Q=cs.
Площадь поперечного сечения всех каналов на
выходе из рабочего колеса
u2
c1
c2m
w2
u1
D1
s=π (D2-Σδ2)B2,
c2
w1
ω
D2
где B2 – высота (ширина) лопаток рабочего колеса на выходе; D2 – внешний диаметр рабочего колеса на выходе; δ2 – толщина лопасти рабочего колеса на выходе.
Вектором скорости, нормальной к площади поперечного сечения, будет радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с2т (см. рис.
3.18), которая направлена по радиусу, и, следовательно, нормальна к боковой поверхности колеса.
Тогда
Q= π(D2-Σδ2)B2c2r=A2c2r .
Для колеса с нормальным входом (α1=900) производительность насоса можно определить и через входную скорость с1,
Рис. 3.18
вектор которой направлен нормально к внутренней поверхноповерхности рабочего колеса, т.е. по радиусу (см. рис. 3.18). Тогда
Q= π(D1-Σδ1)B1c1=A2c1 ,
где D1, B1 и δ1 – соответственно диаметр, высота и толщина лопаток на входе колеса.
Для большинства насосов
с1≈с2r.