Насосы

Лекция №1

Классификация гидравлических проточных машин

Гидравлическими машинами называются машины, который сооб­щают протекающей через них жидкости механическую энергию (насос) либо получают от жидкости часть энергии и передают ее рабочему органу для полезного использования (гидравлический двигатель).

Насосы являются одной из самых распространенных разновидностей машин. Их применяют для различных целей, начи­ная ох водоснабжения населения и предприятие и кончая подачей топлива в двигателях ракет. Гидродвигатели имеют большое значение в энергетике.

Проточные гидравлические машины характерны тем, что в них обмен энергией между машиной и жидкостью происходит в процессе ее движения. По характеру передачи энергии все проточные гидравлические машины делятся на нагнетатели, двигатели и передачи.

В нагнетателях механическая энергия двигателя переходит в механическую энергию жидкости. Типичным примером нагнетателей являются насосы и компрессоры, В первых передача энергии про­исходит к капельной жидкости, во вторых - к газу.

В двигателях, наоборот, гидравлическая энергия жидкости передается исполни­тельному механизму в виде механической энергии (вращательное движение ва­ла или возвратно-поступательное движение поршня). Примером двигателей в проточных гидравлических машинах являются турбины, гидродвигатели, гид­ромоторы и другие.

В передачах сочетаются оба принципа трансформации энергии, В них происхо­дит качественное изменение механической энергии (крутящего момента, обо­ротов). Примером передач являются гидромуфты, гидроприводы.

По принципу действия все гидравлические проточные машины делятся на ди­намические и объемные.

Динамические машины (типичный пример - центробежный насос) имеют следующие особенности:

1. Не имеют герметичной рабочей камеры. Воздействие на жидкость осуществляется лопатками вращающегося рабочего колеса.

2. Динамические машины не имеют замыкателей. Поток идет непрерывно от всасывающей до нагнетательной линии.

3. Подача равномерная.

Типичный пример объемной машины - поршневой насос. Объемные машины имеют следующие особенности:

1. Наличие рабочей камеры, в которой вытеснитель воздействует на жидкость (в нагнетателях) или наоборот, жидкость передвигает поршень (в двигателях).

2. Камера периодически находится в герметичном состоянии, она отсекает­ся от всасывающей и нагнетательной линии с помощью замыкателей (клапан, пластина, зуб шестерни и др.).

2. Подача объемных гидравлических машин неравномерная.

Технические показатели насосов

1. Подача насоса - Q

Подача насоса - объем жидкости, подаваемой в нагнетательную линию в единицу времени. Подача в системе СИ измеряется в м³/с, однако более приняты единицы м³/ч(для центробежных насосов) и л/с (для поршневых насосов).

2. Напор насоса Н

Напор насоса - это приращение удельной энергии жидкости от входа до выхода насоса, измеряется в метрах. Удельная энергия жидкости определяется выражением

(1)

где - удельная потенциальная энергия давления (пьезометрический напор);

Z -удельная потенциальная энергия положения (геометрический напор);

- удельная кинетическая энергия (скоростной напор);

- плотность жидкости при температуре перекачки

(2)

Выражение (2) - точная формула для расчета напора. Поскольку разности геометрического и скоростного напоров невелики, обычно применяют приближенную формулу

(3)

где Р_Н= Р_НМ+ Р_АТМ- абсолютное давление в нагнетательном патрубке насоса,

Р_НМ- манометрическое давление в нагнетательном патрубке;

Р_В=Р_ВМ+ Р_АТМ- соответственно для всасывающего патрубка.

Если во всасывающем патрубке насоса вакуумметрическое давление Р_ВВ,

то Р_В= Ратм ₋Р_ВВ.

Напор насоса Н часто называют полезным, т.к. он полностью затрачивается на перекачку, т.е.. на движение жидкости вне насоса.

3.Мощность насоса N.

Это мощность, подводимая к насосу и измеряемая на его входном валу. Для магистральных центробежных насосов

(4)

где N_ДВ- мощность, подводимая к двигателю (электрическая мощность);

- КПД двигателя.

Основная единица мощности в системе СИ - Вт., производная кВт.

4. Коэффициент полезного действия насоса

Коэффициент полезного действия (КПД) - отношение полезной мощности насоса к его мощности, (подводимой). КПД - величина безразмерная.

(5)

где

Центробежные насосы. Гидродинамика проточной части.

Устройство, принцип действия, классификация

Рис 3.1 Схема центробежного насоса консольного типа

Рабочим органом лопастной машины является вращающееся рабочее колесо, снабженное лопастями. Энергия от рабочего ко -леса жидкости (лопастный насос) или от жидкости рабочему колесу (лопастный двигатель) пере­дается путем динамического взаимодействия лопастей колеса с обтекающей их жидкостью.

К лопастным насосам относятся центробежные и осевые.

На рис 3.1 изображена простейшая схода центробежного насосе Проточная часть насоса состоит из трех основных элементов — под­вода 1 рабочего колеса2 н отвода3 По подводу жидкость подается в рабочее колесо из подводящею трубопровода.

Назначением рабо­чего колеса является передача жидкости энергия от двигателя Рабочее колесо центробежного насоса состоит из ведущего а и ведо­мого (обода)6 дисков, между которыми находятся лопатки , изогнутые, как правило, в сторону противоположную направлению вращения колеса.

Ведущим диском рабочее колесо крепится на валу. Жидкость движется через колесо из центральной его части к периферии. По отводу жидкость отводится от рабочего колеса к напорному патрубку или, в многоступенчатых насосах к сле­дующему колесу

Теоретический напор насоса, формула Эйлера

Во вращающемся рабочем колесе на частицы жидкости действует центробежная сила:

F= m ω² R = ρ∙V∙ ω² R

Где Fц- центробежная сила

m- масса частиц

ρ – плотность

V– объем частиц

ω- угловая скорость

R- радиус рабочего колеса

В результате этого в центре колеса падает давление, создается разрежение, а на периферии колеса давление повышается, тем самым создается напор.

Движение жидкости в межлопаточных каналах вращающегося колеса можно рассматривать как результат сложения двух движений: переносного (вращение колеса) и относительного (движе­ние относительно колеса).

Поэтому вектор абсолютной скорости жидкости в колесе V может находиться как сумма векторов окруж­ной скорости U и относительной скорости W.

При этом относительная скорость W направлена по касательной к лопатке, а окружная U - по касательной к соответствующей окружности.

Параллелограмм скоростей можно построить для лю­бой точки на лопатке.

Если все величины, относящиеся к входу на лопатку, отмечать индексом 1, а величины, относящиеся к выходу, — индексом 2, а угол между векторами скоростей окружной и абсолютной обо­значим через , а между касательной к лопатке и касательной к окружности колеса, проведенной в сторону, обратную вращению, - через  , то можно получить формулу для расчета теоретического напора (формула Эйлера)

(12)

Для вывода основного уравнения теории центробежного насоса принимают следующие два допущения:

1. Насос имеет бесконечно большое число одинаковых лопаток (z=), а толщина этих лопаток равна нулю (b=0). Это допущение означает, что мы предполагаем в межлопаточных кана­лах колеса такое струйное течение, при котором форма всех струек в относительном движении совершенно одинакова и точно соответ­ствует форме лопаток, а скорости зависят только от радиуса и не меняются на окружности данного радиуса. Это положение может иметь место лишь в том случае, когда каждая элементарная струйка направляется своей лопаткой.

2. Коэффициент полезного действия насоса равен единице (=1), т.е. в насосе отсутствуют все виды потерь энергии и, сле­довательно, вся мощность, которая затрачивается на вращение колеса, целиком передается жидкости Такая работа насоса возможна лишь при перекачке идеальной жидкости, при отсутствии зазоров в насосе, а также при отсутствии механического трения в сальниках и подшипниках

Такой насос, у которого z= и =1, называется идеальным центробежным насосом.

Обычно жидкость подходит к рабочему колесу насоса без предварительной закрутки, а войдя в колесо, вступает в межло­паточные каналы, двигаясь радиально Это значит, что вектор V₁ направлен по радиусу, а угол ₁=90°. Следовательно, второй член в уравнении делается равным нулю и уравнение прини­мает вид

Эта форма уравнения Эйлера более употребительна.

Реальное колесо центробежного насоса имеет Z=4-8, _ = 5 - 10⁰, _ = 20 - 40⁰ .

В этом случае поток в относительном движении уже не следует строго по направлению лопаток, что проводит к снижению теоретического напора Н_Т по сравнению с Н_Т∞..

где: К - поправка на коническое число лопаток,

Коэффициент К = 0,6 - 0,8 и зависит от кинематики и конструкции колеса.

Формула показывает, что для получения с помощью центробежного насоса больших напоров нужно иметь,

во-первых, большую окружную скорость вращения колеса и,

во-вторых, достаточную закрутка потока жидкости колесом.

Первое достигается соответствующими значениями числа оборотов и диаметра колеса, а второе - достаточным числом лопаток, их размером и формой.

Безударный и ударный режимы работы центробежного насоса

На рис.5.1 представлен безударный режим работы насоса, когда на входе на лопатку вектор W₁направлен вдоль оси лопатки, а на выходе из колесаW₂направлена по касательной к спирали отвода.

На ударных режимах вектор W₁поворачивается по отношению к оси лопатки на угол атаки

Рис. 5.1

При обтекании лопаток и корпуса на безударном режиме возникают потери трения жидкости по длине h_т , на ударных режимах добавляются еще вихревые потери, увеличивая общую их величину.

Коэффициент полезного действия центробежного насоса

Качественно КПД учитывает потери энергии в насосе, которые переходят в тепло.

(15)

где - суммарные потери энергии в насосе.

Они делятся на три вида: гидравлические, механические и объемные.

На рис. 2.5 изображен баланс энергии в лопастном насосе К на­сосу доводится мощность N. Часть этой мощности теряется (пре­вращается в тепло).

Потерн мощности в насосе делят на механические, объемные и гидравлические.

Общие гидравлические потери в ЦН, гидравлический КПД

Одним из видов потерь энергии в насосе являются потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода рабочего колеса и отвода, или гидравлические потери.

Рис 6.1 Треугольники скоростей па входе в рабочее колесо при разных режимах работы насоса

При обтекании лопаток и корпуса на безударном режиме возникают потери трения жидкости по длине h_т , на ударных режимах добавляются еще вихревые потери (рис.6.1), увеличивая общую их величину.

Общие гидравлические потери в центробежных насосах h, таким образом, равны

h_Г=h_т+h_у(9)

Наименьшая' их величина соответствует безударному режиму, когда h_у=0,h_у- ударные потери.

Теоретический напор насоса - это напор, который передают лопатки рабочего колеса жидкости. Он больше полезного Н. Между ними существует связь

Н_Т=Н+h_Г(10)

Отношение полезного напора к теоретическому называется гидравлическим коэффициентом полезного действия.

(11)

Этот КПД учитывает гидравлические потери в проточной части центробежных насосов, которые являются наибольшими из всех видов потерь. Доля гидравлических потерь в общем количестве их составляет 80-90%.

Полные гидравлические потери оцениваются как потери по длине , и ударные вдоль всей проточной части насоса, включая , подвод, рабочее колесо, отвод.

Механические потери и механический КПД в ЦН

Механические потери образуются вне проточной части насоса и могут определятся как сумма:

(16)

где - дисковые потери;

- потери механического трения в подшипниках и уплотнениях.

Последние в насосах невелики и составляют обычно 0,1-0,2% от затрачиваемой мощности.

Более существенными являются дисковые потери, которые возникают в результате трения наружных поверхностей дисков рабочего колеса о жидкость, находящуюся между корпусом и колесом.

Дисковые потери сильно возрастают с ростом вязкости жидкости, при этом корпус может нагреваться.

В целом механические потери оцениваются с помощью механического КПД:

(19)

Объемные потери в ЦН. Объемный КПД.

Объемные потери связаны с потерями мощности при утечках через щелевые уплотнения колеса (рис.3.3).

Схема щелевого уплотнения указана на рнс.11.1

Риc.11.1

1 - корпус, 2 - рабочее колесо, 3 - кольцо.

Расчет утечек через щелевое уплотнение осуществляется с помощью формулы истечения гидравлики

(20)

В целом утечки в насосе определяются объемным КПД:

(25)

где Q_T - теоретическая подача рабочего колеса.

Формула полного КПД ЦН

Полный КПД насоса с учетом составляющих потерь можно представить следующим образом:

(26)

т е КПД насоса равен произведению гидравлического, объемного и механического КПД

Полный к.п.д. насоса весьма информативная характеристика. Глубокий грамотный анализ его во времени позволяет судить об уров­не эксплуатации оборудования, в экономичности его использования.

Из таблиц полный К.П.Д. насосов равен:

НПВ 150- 60………72%

НПВ 5000-120……85%

НМ 1250- 260…….80%

НМ 10000-210……89%

Постоянное поддержание высокого значения к.п.д. насосов - основной метод экономии расхода электроэнергии.

Зависимость ( 26 ) показывает что на величину к.п.д. влия­ет ряд факторов. Анализ эксплуатации магистральных насосов показывает, что величина к.п.д. определяется следующими основными факторами:

1. уровнем гидродинамического совершенства конструкции;

2. качеством изготовления насоса и соответствием чертежам;

3. культурой эксплуатации насоса.

Последняя требует хорошей сборки насоса с низким уровнем виб­рации, поддержания малых зазоров целевых уплотнения, хорошей экс­плуатации подшипников и так далее.

Характеристика центробежного насоса

Характеристикой центробежного насоса называется графическая зависимость напора Н, мощности N и КПД от подачи насоса Q при постоянных оборотах и свойствах перекачиваемой жидкости.

Уравнение Эйлера выглядит так

Уравнение неудобно для использования при расчетах, так как оно не содержит в себе расхода Q

Можно преобразовать уравнение так, чтобы напор H_Т выразить как функцию рас­хода Q и размеров колеса

H_Т = U₂/g {U₂ - Q / 2r₂b₂tg ₂}

При этом

U₂=ω R₂

Если Q = 0, то H_Т = U₂²/g или H_Т = ω² R²₂/g

Это уравнение позволяет построить характеристику идеально­го центробежного насоса, т.е график зависимости напора, созда­ваемого насосом, от расхода при постоянном числе оборотов коле­са.

Как видно из уравнения, характеристика такого насоса представляет собой прямую Однако наклон этой прямой зависит от того, какое значение имеет угол лопатки.

Более выгодной, а потому и наиболее часто употребляемой явля­ется лопатка, загнутая назад, т.е. такая, у которой угол ₂₂<90°. В большинстве случаев этот угол делают равным примерно 30°.

Для наглядного построения расчетной характеристики насоса при n=const в системе координат H по Q при n=const нанесем в виде двух на­клонных прямых теоретические характеристики насоса при z= и при конечном числе лопаток z.

Затем ниже оси абсцисс построим кривые изменения двух рассмотренных выше слагаемых суммарной потери напора в насосе h₁ и h₂. Сложив ординаты этих двух кривых, получим кривую изменения ∑h_нас в функции расхода. Далее произведем вычитание ∑h_нас из H_Tz и получим кривую H_нас= f(Q), т.е. действительную характеристику насоса при постоянном числе оборотов.

Кривая H_нас= f(Q) является типич­ной для центробежного насоса.

Характеристика насоса снимается обычно в стендовых условиях на холодной воде. Режим Q₀ , которому соответствует максимальное значение КПД называется оптимальным (безударным). На этом режиме отсутствуют ударные потери.

Зона режимов в пределах 0,8 Q_o -1,2 Q_o называется рабочей зоной. Эксплуатация насоса рекомендуется в этой зоне, где КПД уменьшается по сравнению с не более чем на 2-3 %.

На характеристике насоса нанесена четвертая кривая - кавитационная характеристика.

Напорная, энергетическая и кавитационная характеристики насосов типа нм

по ТУ 26-06-1053-76

Рисунок А.1 - Характеристика насоса НМ 2500-230, испытанного на воде

Кавитация, кавитационный запас

Кавитация - явление нарушения сплошности потока в том месте, где давление становится равным или меньше давления, близкого к давлению насыщенных паров жидкости Р_s .

В этом случае жидкость вскипает, в месте кавитации возникают парогазовые скопления (каверны), нарушающие нормальную структуру потока. Поэтому, возникая в насосах, кавитация в первую очередь ухудшает энергетические показатели Н,Q, .

Кроме того, кавитация вызывает повышенную вибрацию, а в некоторых случаях - эрозию проточной части.

В центробежных насосах кавитация, в первую очередь, возникает у входа на лопатки рабочего колеса с тыльной стороны, где давление наименьшее.

Количественная оценка кавитационного состояния насоса осуществляется с помощью кавитационного запаса ;

(35)

где - энергия жидкости

- энергия насыщенных паров

Кавитационный запас - это превышение полного напора жидкости во входном патрубке насоса над давлением её насыщенных паров.

Жидкость, проходя от входа в насос до зоны пониженного давления, теряет часть энергии давления на трение и увеличение кинетической энергии при входе на лопатки, поэтому требуется всегда иметь запас этой энергии.

Кавитационный запас, при котором еще возможна бескавитационная работа насоса, называется допускаемым .

Эта характеристика приводится в каталогах как четвертая кривая характеристики насоса

Основные параметры магистральных насосов серии нм

Марка насоса	Ротор	Диапазон изменения подачи насоса, м^3/ч	Номинальные параметры
			Подача, м^3/ч	Напор, м	Доп. Кавит. запас, м	К.П.Д.,%
НМ 1250-260	0,7·Qн	650 – 1150	900	260	16	82
	1,0·Qн	820 – 1320	1250		20	82
	1,25·Qн	1100 – 1800	1565		30	80
НМ 2500-230	0,5·Qн	900 – 2100	1250	230	24	80
	0,7·Qн	1300 – 2500	1800		26	82
	1,0·Qн	1700 – 2900	2500		32	85
	1,25·Qн	2400 – 3300	3150		48	85
НМ 3600-230	0,5·Qн	1300 – 2600	1800	230	33	82
	0,7·Qн	1600 – 2900	2500		37	85
	1,0·Qн	2700 – 3900	3600		40	87
	1,25·Qн	3600 – 5000	4500		45	84
НМ 7000-210	0,5·Qн	2600 – 4800	3500	210	50	80
	0,7·Qн	3500 – 5400	5000		50	84
	1,0·Qн	4500 – 8000	7000		60	89
	1,25·Qн	7000 – 9500	8750		70	88
НМ 10000-210	0,5·Qн	4000 – 6500	5000	210	42	80
	0,7·Qн	5500 – 8000	7000		50	85
	1,0·Qн	8000 – 11000	10000		70	84
	1,25·Qн	10000 – 13000	12500		80	88