10.1.3. 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.

Рис.10.5

Действительная подача с учетом объемных потерь будет несколько меньше:

Q=,

где - объемный к.п.д,=0,95…0,98.

10.1.4. Теоретические характеристики центробежного насоса

Характеристикой насоса называется зависимость напора от подачи при постоянной частоте вращения рабочего колеса:

Н_Т = f(Q)_Т.

Из выражения (10.6) определим радиальную составляющую абсолютной скорости:

и подставим ее в выражение (10.4):

. (10.7)

Из выражения (10.7) следует, что теоретическая характеристика центробежного насоса зависит от характера изогнутости лопасти на выходе из рабочего колеса (угол β₂) (рис.10.6).

β β2<90^о

β2=90^о

β2>90^о

Рис. 10.6

Эти характеристики представлены на рис. 10.7.

Установлено, что оптимальными к.п.д. обладают рабочие колеса, у которых угол наклона лопастей на выходе β₂=14-50^о, т.е. значительно меньше 90^о.

Рис.10.7

10.1.5. Действительная характеристика центробежного наоса

В предыдущем разделе мы рассматривали работу по идеального центробежного насоса, т.е. насоса с бесконечно большим числом лопастей и коэффициентом полезного действия, равным единице. Чтобы приблизиться теперь к рабочему процессу реального насоса, отбросим сначала первое из принятых допущений, оставив в силе второе, т.е. число лопастей конечное.

Обычно на практике число лопастей составляет от шести до двенадцати. В этом случае относительное течение в межлопастных каналах колеса уже не является таким струйным, как предполагалось ранее, и поэтому приводит к потере напора (1) (рис.10.8).

Рис. 10.8

При работе насоса с конечным числом лопастей происходят гидравлические потери (2), которые из-за турбулизации жидкости пропорциональны скорости во второй степени.

Центробежный насос спроектирован и изготовлен с таким расчетом, что максимальное значение его к.п.д. соответствует оптимальной подаче Q_опт. Это означает, что относительная скорость на входе в рабочее колесо W₁ касательна к кривизне лопасти. Этим обеспечивается безударный вход жидкости в рабочее колесо. Работа насоса при Q_опт может осуществляться только случайно. При эксплуатации же реальная подача Q_опт< Q< Q_опт и поэтому удар на входе неизбежен. Это видно из параллелограммов скоростей (рис.10.9).

Рис. 10.9

На рис.10.8 потери на удар обозначены позицией 3.

В реальном насосе происходит утечка жидкости (4) из области высокого давления в область низкого. утечки приводят к сдвигу кривой напоров влево на величину утечек q.

Таким образом, действительная характеристика насоса имеет вид кривой второго порядка.

Приведенные выше рассуждения являются приближенными, так как они не учитывают ряд факторов, влияющих на напор и мощность. Поэтому характеристики на основании описанных рассуждений плохо согласуются с данными опыта. Действительная характеристика насоса может быть получена лишь опытным путем на основании его стендового испытания. При этом, кроме характеристики Н = f(Q), получают еще N = f(Q), =f(Q) и =f(Q) при частоте вращения n.

Характер указанных зависимостей представлен на рис. 10.10. в результате анализа этих зависимостей можно составить полное представление о работе насоса и произвести его подбор для конкретных условий.

Рис. 10.10