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

Гидравлический к. п. д. насоса. В насосе возникают потери дав­ ления на преодоление гидравлических сопротивлений: от поверхно­ стного трения по пути движения жидкости от входа в насос до выхода из него; от изменения направления движения и перехода

и характеризует степень совершенства конструкции насоса. Пол­ ный к. п. д. современных центробежных насосов лежит в пределах

0,75-^0,92.

§ 29. Теоретическая характеристика центробежного насоса

Характеристикой насоса называется графическое изображение зависимости давления, мощности и к. п. д. от производительности при данной частоте вращения рабочего колеса.

Теоретическая характеристика Q—р определяется из уравне­ ния теоретического давления (22).

71

Найдем зависимость теоретического давления от производи­

выходе из рабочего колеса. Тогда из (45) находим

Следовательно,

Q ctg h

с2cos а2 = А

Подставляя полученное значение c2cos а2 в (22), получаем теоретическое давление в зависимости от расхода

остается постоянным при радиальных лопатках (см. рис. 58, б), ctgß2 = 0.

А = РА2

72

и падает при загнутых назад лопатках (см. рис. 58, в), ctgß2> 0 ,

Полученные зависимости показывают, что теоретическое давле­ ние больше у колес с загнутыми вперед лопатками.

Рис. 58. Теоретические и действительные характеристики раз­ личных колес

§ 30. Действительная характеристика центробежного насоса

Изображенные на рис. 58 теоретические характеристики пост­ роены Для насосов, перекачивающих идеальную жидкость, и ко­ лес с бесконечным числом лопаток. Действительная характеристи­ ка отличается от теоретической потерями давления в рабочем коле­ се и корпусе насоса. Как видно из рис. 58, наибольшее снижение давления наблюдается при загнутых вперед лопатках благодаря большим гидравлическим потерям, а наименьшее — при загнутых назад лопатках.

Построить характеристику р—Q насоса путем теоретического расчета довольно трудно, так как существует много факторов, которые не поддаются точному определению. Поэтому на практи­ ке действительную характеристику насоса получают после его испытания непосредственно на заводе-изготовителе и приводят в паспорте насоса в виде кривых зависимости давления (рис. 59, а), мощности (рис. 59, б) и к. п. д. насоса (рис. 59, в) от его произ­ водительности или из таблицы. Оптимальный режим работы насо­ са при расходе Qa и давлении рА соответствует наибольшему зна­ чению к. п. д. (точка А характеристики — рабочая точка).

Кривые действительной характеристики изображаются совме­ стно на полной характеристике насоса (рис. 60). Кроме того, здесь дается кривая изменения допустимой вакуумметрической высоты всасывания в зависимости от производительности насоса.

При закрытой задвижке (рис. 59, Q= 0) p = pmах ; N=£0, ибо при холостой работе насос потребляет^некоторую мощность; к. п. д.

73

§ 31. Зависимость параметров насоса от частоты вращения

Давление, производительность и мощность насоса зависят от частоты вращения рабочего колеса.

Давление, развиваемое насосом, пропорционально квадрату частоты вращения

Производительность насоса пропорциональна частоте вращения

Мощность насоса пропорциональна кубу частоты вращения

74

Этот закон справедлив, если частота вращения меняется не бо­ лее чем на 20%, как для центробежных насосов, так и для венти­ ляторов.

§ 32. Коэффициент быстроходности

По конструкции насосы делятся*на группы. Для характеристи­ ки группы насосов и их подбора введен коэффициент быстроход­

Эта формула показывает, что чем больше Q и п и меньше Я, тем больше н.,.Для определения п3 многоступенчатого насоса сле­ дует в (51) подставить величину напора, приходящегося на одно колесо. Для насосов с двусторонним входом жидкости в колесо в (51) вместо Q подставляют Q/2.

По величине коэффициента быстроходности центробежные на­ сосы классифицируются на тихоходные, нормальные и быстроход­ ные (рис. 62). Большая частота вращения выгодна потому, что она обусловливает малые размеры и вес насоса и приводного дви­ гателя. Следовательно, применять насосы высокой быстроход­ ности («s>150; типы III, IV, V) экономически целесообразно.

75

§ 33. Осевое усилие

Пространство между колесом и корпусом работающего насоса заполнено жидкостью. Давление, развиваемое в этом пространст­

действует давление всасывания р\. Поэтому к колесу слева и спра­ ва приложены разные силы давления жидкости. Как видно из эпюр

ления с обеих сторон колеса различны: справа налево — р2, слева направо — р\. Поэтому осевое усилие и направлено справа налево, т. е. в сторону всасывающего патрубка насоса:

Это усилие называется осевым, так как оно направлено вдоль оси вала и стремится сместить вал вместе с колесом в осевом направ­ лении. По (52) можно подсчитать лишь приближенную величину, осевого давления, так как давление в пространстве ß и С, т. е. между колесом и корпусом, несколько меньше р2. Кроме того, при изменении направления движения воды в колесе (от осевого —• к радиальному) возникает реактивное давление воды на колесо, действующее навстречу осевому.

76

Под действием осевого давления может возникнуть ряд непо­ ладок; в частности, колесо может соприкасаться с неподвижным корпусом насоса и в результате истираться; при этом повышается потребляемая мощность, уменьшается производительность насоса (так как от сдвига колеса его выходные каналы не приходятся против каналов направляющего аппарата), и, наконец, нагрева­ ются подшипники.

Рис. 63. Схема возникновения осевого давления

Осевое давление уравновешивается несколькими способами.

1. В диске близ втулки (рис. 64) делают З-н-4 отверстия 1, через которые проходит некоторое количество жидкости, разгру­ жая этим пространство 2 справа от колеса, где давление стано­ вится близким к давлению всасывания. Однако при этом умень­ шается объемный к. п. д. насоса, так как часть жидкости цирку­ лирует от выхода из колеса к входу. Кроме того, жидкость, выхо­ дящая из пространства 2, движется против течения жидкости, входящей в колесо, что уменьшает к. п. д. насоса. Для уменьшения осевого давления и потерь жидкости задний диск колеса имеет кольцевой выступ 3, входящий с минимальным зазором в уплотни­ тельное кольцо корпуса 4 насоса. Благодаря этому создается боль­ шое гидравлическое сопротивление движению жидкости, направ­

в колесе, применяется особая разгрузочная труба 3, соединяющая пространство, находящееся за колесом около втулки, со всасываю­ щим патрубком 1 насоса (см. рис. 33).

77