ЛекцииГМКН

четном числе ступеней оно дает уравновешенную систему ,у которой осевая составляющая от гидродинамической нагрузки мала, что облегчает работу подшипников 3 (рис. 14.2.11). Корпус насоса состоит из дух половин: нижней опорной 4 и крышки 5, соединенных болтами. Насос имеет два сальника: всасывающий 6 с водяным замком и напорный 7. Соединение с электродвигателями осуществляется муфтой 8.

Высоконапорные 6-8 ступенчатые питательные насосы такой конструкции имеют две внешние переводные трубы и могут развивать напор более 800-1200 м при 2900 об/мин.

В рассмотренных конструкциях многоступенчатых насосов все рабочие колеса одинаковы. Но в некоторых случаях рабочее колесо первой ступени устанавливается другой формы, например с двойным входом. Это делается в основном для улучшения кавитационных показателей насоса.

14.2.8. Некоторые элементы конструкции лопастных насосов

Рабочее колесо является основным элементом насоса, так как в нем собственно и происходит преобразование энергии, получаемой от двигателя, в энергию перекачиваемой жидкости. Рабочие колеса осевых насосов обычно имеют отъемные лопасти, колеса центробежных насосов, как правило, цельнолитые (бронзовые, чугунные, стальные). Поскольку относительная скорость обтекания жидкостью рабочего колеса весьма велика, то с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения к. п. д. они должны быть тщательно обработаны и иметь гладкую поверхность.

Рисунок 14.2.11 Давление в зазоре между вращающимся рабочим колесом и корпусом

12

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Формы и размеры лопастей рабочего колеса определяется гидромеханическим расчетом и экспериментальной отработкой.

Д а в л е н	и е в	п о л о с т и м е ж д у р а б о ч и м кол е с	о м и
к о р п у с о м	(рис.	14.2.11) оказывает существенное влияние на	работу

насоса. В точке А давление такое же, как в спирали, но по мере приближения к точке Б давление в полости будет падать за счет воздействия центробежных сил, вызываемых вращением жидкости в зазоре. Это вращение является следствием увлечения жидкости стенками рабочего колеса.

Пусть на радиусе r окружная скорость вращения жидкости vu. Из механики известно, что при таком движении возникает центростремительное ускорение a, определяемое выражением

= .

Если во вращающейся жидкости выделить кольцо радиусом r, то изменение давления dp на слое dr равно:

= .

Перепад давления между двумя радиусами R1 и R2:

− = .

Отсюда следует что, перепад давления зависит от эпюры окружных скоростей. Если принять, что жидкость вращается как твердое тело с постоянной угловой скоростью ж, то

= ж ∙ .

Перепад напора, вызываемый вращением жидкости:

∆вр =	−	ж	*+ − + ,.
	(	= 2(

ж обычно принимают 0,5w.

13

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Рисунок 14.2.12 Виды уплотнений рабочего колеса

Уплотнения рабочего колеса всегда делаются щелевые, т. е. без непосредственного трения между твердыми уплотняющими элементами, но сечение и конфигурация зазоров выбираются такими, чтобы свести до минимума переток из напорной полости во всасывающий патрубок, определяющий объемный к. п. д. насоса.

Различные виды уплотнений показаны на рис. 14.2.12. Следует отметить, что минимальный, т. е. уплотняющий, зазор s (0,2—0,5 мм) всегда делается радиальным, а осевой зазор s1 должен быть значительно больше (это объясняется более высокой точностью радиальных посадок, чем осевых размеров, при установке колеса). Простейшими являются кольцевые уплотнения (рис. 14.2.12, а и б). Большее сопротивление, а следовательно, меньшие протечки дают лабиринтные уплотнения (рис. 14.2.12, в — д), но они сложнее.

Следует отметить, что стенки уплотнений — это одна из частей насосов, подверженных довольно интенсивному износу. Разработка зазоров происходит за счет быстрого движения жидкости и возможной местной так называемой щелевой кавитации, особенно, когда в перекачиваемой жидкости содержится даже небольшое количество абразивных частиц. Учитывая это, уплотнения большей частью выполняют со съемными кольцами, которые можно заменять.

Уравновешивание осевой силы рабочего колеса одностороннего входа обеспечивается созданием разгрузочных отверстий и второго кольца уплотнения. В этом случае эпюры давления на правую и левую, стороны почти одинаковы и осевое усилие практически равно нулю. Это облегчает работу подшипников, но в то же время усложняет конструкцию самого насоса, а главное почти в 2 раза возрастают протечки из напорной полости во входную, т. е. увеличиваются объемные потери. В связи с этим часто воспринимают осевое усилие специальными гидравлическими устройствами (барабаны, диски) или подшипниками. При этом механические потери будут больше, но во многих случаях это покрывается уменьшением объемных потерь.

14

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Сальники являютс я очень важным и ответственным э лементом насосов и требуют к себе наиб ольшего внимания в процессе эксплуатации. Как было установлено при рассмотрения конструкций насосов, сальники бывают обычные, когда давление в уплотняющей полости вы ше атмосферного, и вакуумные, когда в уп лотняющей полости может быть разрежение.

В пределах сальника шейка вала обжата сальниково й набивкой и здесь возможен местный износ. Особенно опасно, когда с водой попадают абразивные частицы. С целью облегчения ремонта вала, а также для снижения интенсивности износа в месте прохода че рез сальник на вал насаживается защитн ая рубашка, которая изготовляетс я из нержавеющей стали. Рубашка из нер жавеющей стали, как правило, ставится на валу в месте расположения сальни ка и опирания на подшипник ско льжения с водяной смазкой в осевых и вертикальных насосах.

Отводы насосов принимают воду, выбрасываемую рабочим колесом, и отводят ее к напор ному патрубку или к колесу следующей ступени в многоступенчатых на сосах. Жидкость выбрасывается из рабочего колеса с весьма большой скоростью v2= 20-40 м/с, т. е. кинетиче ская энергия может быть высока.

Очень важно использовать эту энергию и преобразовать ее в энергию давления. Эта задача и решается при проектировании отводов насосов.

Как было видно при рассмотрении конструкций насос ов, применяется два вида отводов: спирал ьный и с направляющим аппаратом.

Рисунок 14.2.13 Спиральный отвод центробеж ного насоса

Форма спирально го отвода показана на рис. 14.2.13. Р азмеры поперечных сечений выбираются таким образом, что средняя скорость жидкости по отводу сохраняется почти постоянной. Конечная ча сть отвода между сечениями 7— 8 представляет собой диффузор, по длин е которого средняя скорость течения убывает, что позволяет дополнительно преобразовать часть кинетической энергии в энергию давления.

15

СШФ СФУ кафедра Г ТС и ГМ

В отводах с направляющим аппаратом вода из рабочего колеса попадает в диффузорные, расширяющиеся каналы, но длине которых скорость плавно убывает, что позволяет преобразовать кинетическую энергию в энергию давления.

16

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Лекция 15.

Кавитация в насосах

15.1 Явление кавитации и допустимая высота отсасывания

При работе насосной установки давление во входном патрубке насоса может быть весьма низким и часто здесь возникает довольно глубокий вакуум. Кроме того, на тыльной стороне лопастей возникает дополнительное понижение давления. В итоге в некоторой части рабочего колеса, в основном во входной, абсолютное давление в потоке может снижаться до давления насыщенных паров жидкости, при котором возникает явление кавитации.

Физическая природа кавитации, связанная с падением давления в потоке до давления насыщенных паров жидкости и образованием разрывов сплошности течения была подробно рассмотрена в разделе гидравлических турбин.

Наиболее важные воздействия кавитации, увеличение гидравлических потерь, возникновение шумов и вибраций, интенсивный износ поверхностей указывают па недопустимость кавитации при нормальной работе насосов. Условием отсутствия кавитации является требование, чтобы в пределах проточного тракта давление было выше давления насыщенного пара

жидкости:

> п.ж.

Трудность заключается в нахождении точки i, в которой давление будет минимальным, и в определении самой величины давления . В связи с этим кавитационные критерии определяются экспериментальным путем.

Допустимая вакуумметрнческая высота всасывания

Произведем следующий опыт. Будем ступенями снижать давление во входном патрубке насоса, т. е. увеличивать Нв, поддерживая постоянными подачу Q и частоту вращения. При каждом Нв измеряем напор H, мощность N и КПД η.

Строим график изменения указанных величин в функции от Нв. До некоторого значения Нв точки Н, N и η будут ложиться на горизонтальную прямую, что указывает па отсутствие влияния Нв. Но с некоторого значения Нв возникают явные отклонения, которые проявляются сразу в виде резкого срыва (рис. 15.1 а) либо перед срывом возникают плавные изменения (рис. 15.1 б).

1

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Рисунок 15.1 Определение критической вакуумметрической высоты всасывания

Срыв и изменения параметров вызываются возникновением в насосе кавитации (в этом можно убедиться и по другим признакам: появление специфического шума в виде треска, усиление вибраций, возникновение интенсивных ультразвуковых колебаний). Это позволяет установить значение критической вакуумметрической высоты всасывание Нкрв , выше которой в насосе возникает кавитация. Вводя некоторый запас (15-20%),

определяют допускаемую вакуумметрическую высоту Ндопв .

Ндоп

Зная в ,условие отсутствия кавитации насосе можно представить соотношением

Нв ≤ Ндопв

Кавитации в насосе не будет ,если вакуумметрическая высота всасывания не превышает допустимого значения.

Перейдем к геометрической (статической) высоте всасывания Н :

Нв = Н + + вс ≤ Ндопв .

Отсюда

Н ≤ Ндопв − − вс

Обычно Ндопв дается для нормального атмосферного давления на уровне моря и для холодной воды ≤ 35° . С повышением отметки местности

2

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

атмосферное давление снижается согласно рис. 15.1 на ∆ратм. Приближенно можно считать:

∆р$атм% = 900 ,

Где - абсолютная отметка уровня в нижнем бассейне, м (выше уровня моря> 0, ниже < 0). Если перекачивается нагретая жидкость, то дополнительно следует учитывать и давление ее насыщенных паров рп.ж.

Для более общего случая с учетом отметки установки и температуры жидкости высота всасывания может определяться по формуле:

Н ≤ Ндопв − − вс − ∆р.атм = р.п.ж .

15.2. Кавитационный запас насосов.

Часто в качестве кавитационного критерия насоса использользуется так называемый кавитационный запас ∆ , показывающий избыток абсолютной удельной энергии жидкости во входном патрубке насоса относительно удельной энергии, определяемой давлением насыщенных паров жидкости:

∆ = /0.1 + 2 − 0.р.ж.

Здесь 34$%-высота абсолютного давления во входном патрубке.

Проводя испытания насоса при постоянных подаче и частоте вращения, но при изменяемом кавитационном запасе (этого можно достигнуть, изменяя потери вс задвижкой), строят кривые изменения параметров насоса в функции от ∆ аналогично кривым на рис. 15.1. По этим кривым находится ∆ кр, а введением коэффициента запаса 1,1-1,3 устанавливается и допустимый кавитационный запас ∆ доп.

Зная ∆ доп , условие отсутствия кавитации в насосе можно представить соотношением

∆ ≥ ∆ доп

Чтобы в насосе не возникала кавитация, фактический кавитационный запас должен быть больше допустимого.

Установим связь между ∆ доп и высотой всасывания Н :

3

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

			3	ратм	р3
	р		$%	= $%	+ $%
Учитывая		получаем:
	.
		0.1 = р.атм − (7 + + вс),
Откуда:
		∆ =	ратм	− 7 − вс −		0п.ж	.
			.			.
		ратм			п.ж
		$% − 7 − вс −			$% ≥ ∆ доп,
Откуда:
		ратм			п.ж
		7 ≤ $%	− 7 − вс − $%

Это общий вид формулы, учитывающий и атмосферное давление, и температуру, и свойства перекачиваемой жидкости.

≥ ∆ доп Ндоп

Кавитационный запас удобнее в , так как его значение не зависит от температуры воды и от ратм, а в формулу не входит скорость <3.Следует только иметь ввиду , что ∆ -это по существу не «запас» против кавитации, а предельно допустимое значение. «Запас» будет , если

∆ > ∆ доп.

Отметим, что имеются три формы записи условий отсутствия кавитации в насосе: прямая, относящаяся непосредственно к точке возникновения кавитации, и косвенные, относящиеся к входному патрубку насоса. В практике используются формулы для определения высоты всасысавания – в зависимости от того, даны ли значения Ндопв или ∆ доп.

15.3. Пересчет показателей кавитации при изменении частоты вращения насоса.

Положим, что для какого-то n известна вакуумметрическая высота всасывания Нкрв . Тогда

∆р = атм − 7кр − п.ж

$% $% в $%

4

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ

Представляет собой дополнительное динамическое понижение давления на участке от входного патрубка до области в рабочем колесе, на котором давление минимально и возникает кавитация.

<<3 = ==3,

то для новой частоты вращения =3 можно записать:

>$∆%? = $∆% (==3) .

Новому перепаду давления будет соответствовать другое значение 7в3кр:

>

атм

− 7кр −

п.ж

? (

=3

) =

атм

− 7кр −

п.ж

.

$%

$%

в

$% =

$%

в3

Отсюда:

7кр =

атм − > атм − 7кр −

п.ж? (=3)

−

п.ж

в3

$%

$%

в

$% =

$%

Для нормального атмосферного давления ратм4$% = 10,3 и холодной воды t< 35° п.ж4$% = 0,3 м. В итоге имеем:

7в3кр = 10 − @10 − 7вкрA /==32 .

Это соотношение принимается и для допустимой вакуумметрической высоты всасывания. Тогда

7в3доп = 10 − (10 − 7вдоп) /==32 .

Найдем, как изменяется кавитационный запас при измени частоты вращения:

∆ кр =	>	а3	−	п.ж	? +	<3	= −	∆ кр	+	<3
		$%		$%		2$		$%		2$,
Где кр4$%- критические перепад давления ∆Н; <3-										скорость во входном

патрубке насоса. Но поскольку при подобных режимах работы напор ∆Н, а

5

СШФ СФУ кафедра ГТС и ГМ