Файл: Рабинович, Е. З. Гидравлика учебник.pdf

дом F, отводящим жидкость из насоса, с местом назначения — ре­ зервуаром G.

Камера насоса обычно выполняется в виде спиральной камеры (улитки) переменного сечения, которая переходит в нагнетательный патрубок, соединяющийся с нагнетательным трубопроводом. Соеди­ нение всасывающего трубопровода D с камерой осуществляется через всасывающий патрубок К, примыкающий к центральной

части рабочего колеса.

В нижней части всасывающая труба снабжается сеткой, предо­ храняющей насос от загрязнения и попадания в него всевозможных посторонних предметов, и обрат­ ным клапаном, предупреждающим обратное движение жидкости.

Перед пуском насос и весь вса­ сывающий трубопровод заливают­ ся жидкостью. Обратный клапан при этом закрывается. В крупных насосах для этой цели применя­ ются специальные вакуум-насосы, отсасывающие воздух и созда­

на свободную поверхность жидкости в приемнике, открывает обрат­ ный клапан, и жидкость из приемника по всасывающему трубо­ проводу поступает в насос.

Таким образом, во всей системе (по всасывающему трубопроводу, в насосе и по нагнетательному трубопроводу) создается непрерыв­ ное движение жидкости, которое вследствие равномерности работы насоса и постоянства его числа оборотов можно считать установив­ шимся.

Выходящую из рабочего колеса жидкость часто перед входом

92

ч спиральную камеру заставляют пройти через особый направляющий аппарат (на рисунке не показан), охватывающий с небольшим за­ зором рабочее колесо по его внешней поверхности. Направляющий аппарат помещается в корпусе насоса и представляет собой непод­ вижное кольцо, состоящее из двух дисков с лопатками, отогнутыми в сторону, обратную лопаткам рабочего колеса. Он предназначен для уменьшения скорости жидкости, выходящей из рабочего колеса, т. е. для преобразования ее кинетической энергии в энергию да­ вления; давление у выхода из направляющего аппарата всегда больше, а скорость меньше, чем при входе в него. Одновременно приданием соответствующей формы лопаткам направляющего аппарата до­ стигается также изменение направления скорости жидкости, выхо­ дящей из рабочего колеса, и обеспечивается ее плавный безударный

траекториям, определяемым формой лопаток.

Поступая на колесо, каждая частица жидкости участвует одно­ временно в двух движениях: перемещается вдоль лопаток с отно­ сительной скоростью » !, направленной по касательной к траектории или к соответствующему элементу лопатки, и вращается вместе с колесом с переносной скоростью ul5 равной окружной скорости вращения колеса, направленной по касательной к его окружности.

Абсолютная скорость жидкости в колесе vx равна геометрической сумме этих двух скоростей и определяется как диагональ паралле­ лограмма скоростей.

Из параллелограмма скоростей имеем

w\ = v\-\-u\ — 2v1u1cos ах.

Аналогичное выражение получаем и из параллелограмма скоро­ стей на выходе жидкости из колеса

ы>! = v\+ и\- ■2 п2 п2 cos а2,

93

где v2, w2, u2 — абсолютная, относительная и переносная скорости жидкости на выходе из колеса.

Для исследования происходящих в рабочем колесе процессов воспользуемся уравнением Бернулли.

Составим это уравнение для двух сечений: первого сечения в не­ посредственной близости перед входом жидкости в колесо и второго сечения сейчас же после выхода из колеса. Если не учитывать потери напора, получим

где Zj и z2 — координаты центров тяжести первого и второго се­ чений; р х и р 2 — средние давления в этих сечениях; Нн — энергия (напор), полученная жидкостью извне от рабочего колеса, равная развиваемому колесом полному напору; р — плотность жидкости.

Далее составим уравнение Бернулли для относительного дви­ жения жидкости в канале рабочего колеса, добавляя к числу дей­ ствующих на жидкость сил силу инерции в переносном движении, т. е. центробежную силу. В этом случае будем иметь

протекающей жидкости, а индексами 1 и 2 обозначены величины, соответственно относящиеся к двум сечениям: сейчас же после входа жидкости в канал рабочего колеса и непосредственно перед ее вы­ ходом из него.

Рассмотрим частицу жидкости массой т, находящуюся на рас­ стоянии г от оси вращения.

Величина центробежной силы, действующей на эту частицу,

dA — торг dr.

Полная работа центробежной силы на всем пути, от входа жидко­ сти в колесо на окружности радиуса rt до выхода из него на окруж­ ности радиуса г2, определяется интегрированием этого выражения.

Имеем

г2

Отнеся эту работу к единице массы жидкости, получим следующее выражение для удельной энергии, сообщаемой жидкости в рабочем колесе насоса:

94

Соответствующий этой энергии напор будет равен

и вычтем почленно из уравнения (3.26) уравнение (3.28). Таким образом, найдем

Заменив здесь wx и w2 их значениями из треугольников скоростей,

жидкости в колесо, во избежание больших потерь напора скорость подхода жидкости к колесу по величине и направлению должна по возможности мало отличаться от абсолютной скорости входа. Обычно в центробежных насосах жидкость входит в колесо в ра­

Полученное уравнение позволяет определить величину напора, создаваемого центробежным насосом. Из него видно, что для полу­ чения прложительного напора необходимо, •чтобы угол а 2 был меньше 90°. Чем меньше этот угол, тем больше напор. Обычно а 2 = * 8 -1 5 ° .

Действительно, напор насоса оказывается несколько меньше вычисленного по теоретическому уравнению (3.30). Основные при­

движении внутри насоса, на преодоление которых затрачивается некоторая часть напора;

2) конечное (а не бесконечное, как было принято при выводе) число лопаток, что вызывает неравномерность распределения скоро­ стей в поперечном сечении каждого канала и также уменьшает величину напора.

Отмеченные обстоятельства учитываются введением в уравнение (3.30) двух поправочных коэффициентов: гидравлического коэффи­

95

Н а с о с н а я у с т а н о в к а . При расчете и проектировании насосных установок наиболее важными являются следующие задачи: определение манометрического напора насоса, потребляемой насосом мощности и проверка процесса всасывания.

Манометрическим, или полным, напором насоса (обозначим его через Н) называется напор, развиваемый насосом для подъема жид­ кости, преодоления гидравлических сопротивлений во всасывающем и нагнетательном трубопроводах и разности давлений на их концах. Следовательно,

от оси насоса до уровня жидкости в резервуаре G (высота нагнета­ ния); ДПв и hn — потери напора (определяемые как суммы линейных и местных потерь напора), соответственно во всасывающем и нагне­ тательном трубопроводах; рп и рр — давления на свободных поверх­ ностях жидкости в приемнике и резервуаре.

Обозначим далее подачу (производительность) насоса, т. е. объем­ ный расход жидкости, подаваемой насосом в трубопровод, через Q, Тогда полезная работа, потребляемая насосом в единицу времени

(мощность), будет

В международной системе единиц единицей измерения мощности является ватт (Вт) — секундная работа силы в 1 Н при перемещении точки ее приложения на 1 м; более крупная единица мощности, равная 1 • 103 Вт, называется киловаттом (кВт). .

В технической системе единиц мощность измеряется в кгс • м/с. При практических расчетах для измерения мощности часто приме­ няется также так называемая лошадиная сила (л. с.); 1 л. с. =

-7б кгс * м/с.

Полезно запомнить следующие соотношения между этими основ­ ными единицами измерения мощности.

1 кВт 102 кгс-м /с ай 1,36 л. с.

Действительная мощность, потребляемая насосом и подводимая К нему от двигателя, будет больше полезной мощности вследствие неизбежных потерь энергии в насосе. Оценивая эти потери полным

96