Файл: Семидуберский, М. С. Насосы, компрессоры, вентиляторы учебник.pdf

= ри?;

для лопаток, загнутых вперед, (32 > 90° (ctg ß2 < 0), pT>?u%. Следовательно, загнутые вперед лопатки дают наибольшее

теоретическое давление.

§ 26. Влияние формы лопаток на гидравлический к. п. д.

шую скорость с2. Но если скорость жидкости на выходе из насоса большая, увеличиваются гидравлические потери. Следовательно, колеса с загнутыми вперед лопатками имеют более низкий к. п. д., чем колеса с лопатками, загнутыми назад. Кроме того, каналы между загнутыми назад лопатками расширяются к выходу колеса более плавно и менее искривлены, чем каналы между лопатками, загнутыми вперед. При движении жидкости по более искривлен­ ным и более резко расширяющимся каналам рабочих колес можно ожидать больших потерь энергии. Таким образом, преобразование

в насосах всегда применяются колеса с лопатками, загнутыми на­ зад, для обеспечения более высокого к. п. д. машины.

§ 27. Давление, развиваемое насосом

При работе насоса создается запас энергии жидкости, равный разности энергий на выходе из насоса и на входе в него (рис. 55).

Удельная энергия, т. е. энергия 1 кг жидкости, на входе в на­ сос (уровень отсчета 0—0)

67

Н/м2;

ѵ2— скорость жидкости в напорном патрубке, м/с. Абсолютное давление на

входе в насос

и вакуумметра, устанавливаемых на напорном и всасывающем патрубках, плюс перепад давлений на увеличение скорости от Ѵі до ѵ2.

Для облегчения пользования (31) выразим полное давление насоса через геометрические высоты насосной установки. Напишем уравнение Бернулли для сечений III—III и / —I, принимая за ли­ нию отсчета уровень воды III—III в приемном колодце

gZ3+ Pal? + v\l 2 = gz 1 + РіІР + v \ ß + Рс.вІР,

где рс.в — потери давления на всасывающей линии (сопротивление всасыванию), Н/м2.

т. е. полное давление, развиваемое насосом, равно давлению, за­ трачиваемому на подъем жидкости на требуемую высоту, плюс потери давления в нагнетательной и всасывающей трубах.

Формула (36) получена для условия, когда в конце нагнета­ тельного трубопровода скорость жидкости равна нулю, а давле­ ние — атмосферному. Если давление в конце нагнетательного тру­ бопровода выше атмосферного и равно рк, то

Для создания скоростного давления на выходе из трубопрово­ да полное давление насоса

Давление насоса для гидропривода

где Рраб— рабочее давление в гидросистеме.

09

§ 28. М ощность и к. п. д. насоса

Полезная мощность насоса, кВт

где р — давление, Н/м2;

Q — производительность насоса, м3/с.

Действительная мощность, расходуемая для приведения насоса

где г) — полный к. п. д. насоса, принимается по данным завода. Действительная мощность больше полезной по следующим при­ чинам: а) при прохождении через насос жидкость преодолевает гидравлические сопротивления; б) некоторая часть жидкости те­ ряется в насосе, не дойдя до нагнетательной трубы; в) в самом механизме насоса приходится преодолевать сопротивление трения. Отношение полезной, получаемой от насоса, мощности к мощ­ ности на его валу, т. е. к потребляемой насосом мощности пред­

ставляет собой полный к. п. д. насоса

ті = N J N B.

В (40') К — коэффициент запаса мощности, учитывающий не поддающиеся точному расчету перегрузки двигателя; его рекоменду­

В центробежных насосах, как и в поршневых, различаются объемный, гидравлический, механический и полный к. п. д-

Объемный к. п. д. насоса. Ввиду разности давлений на выходе 6 из колеса 7 и на входе 1 в него часть жидкости протекает обратно во всасывающую трубу 2 через зазоры 4 между колесом и направ­ ляющим аппаратом 5 (если он имеется), а также через зазор 3 между колесом и всасывающим патрубком (рис. 56). Поэтому, если в напорную трубу требуется подавать Q жидкости, то насос должен подавать (Q + g), где q — расход, циркулирующий в самом насосе, т. е. утечки через зазоры.

Отношение

называется объемным к. п. д. В современных насосах благодаря усовершенствованным уплотнениям и минимальным зазорам

гіо = 0,90-ьО,98.

70