Общие закономерности работы центробежных насосов
Центробежный насос состоит из корпуса, в котором вращается рабочее колесо с лопатками. Под действием возникающего центробежного поля жидкость отбрасывается от центра к периферии, так что вблизи оси насоса возникает разрежение, а на периферии давление возрастает. Схема рабочего колеса показана на рис. 2.1 (см. также рис. 2.3). На рис. 2.2 изображены планы скоростей жидкости для идеального центробежного насоса. На рис. 2.1 и 2.2 приняты следующие обозначения: индекс «1» соответствует точке входа на лопатку колеса, индекс «2» — точке выхода с лопатки; D — диаметр входа на лопатку (выхода с лопатки); b — ширина проточной части колеса; d — толщина лопатки; n — частота вращения рабочего колеса; u — вектор абсолютной скорости частицы (элемента) жидкости; uот — вектор относительной скорости элемента жидкости (по отношению к лопатке); uпер — вектор переносной скорости колеса (т. е. окружная скорость колеса); uR — радиальная составляющая вектора абсолютной скорости элемента жидкости. Углы между касательными к лопатке и к окружности колеса: на входе β1, на выходе — β2. Углы между вектором абсолютной скорости u и касательной к окружности колеса: на входе — α1, на выходе — α2.
Рис. 2.1. Рабочее колесо центробежного насоса
Рис. 2.2. Планы скоростей: а) при входе жидкости в колесо; б) при выходе жидкости из колеса
При отсутствии специальных направляющих аппаратов подкрутка жидкости перед ее входом на лопатки рабочего колеса невелика, при этом скорость u1 направлена радиально, т. е. α1 = 90о, u1 = u1R. Для достижения безударного входа жидкости на лопатки при заданной оптимальной подаче при конструировании центробежного насоса выбирают соответствующий угол β1.
При бесконечно большом количестве лопаток с бесконечно малой толщиной теоретический напор насоса (формула Эйлера)
.Нт = [u2u2перcosα2 - u1u1перcosα1]/g (2.1)
Если подкрутка отсутствует (α1 = 90о), то cos(α1) = 0; тогда, используя выражение для подачи
= D2b2u2R, (2.2)
теоретический напор можно выразить в виде
Hт = . (2.3)
Действительный напор насоса меньше теоретического по следующим причинам: реальные лопатки имеют конечную толщину и их количество ограниченно, поэтому в межлопастных каналах колеса возникает циркуляция жидкости, план скоростей искажается; при течении жидкости в насосе (в межлопаточных каналах, при входе жидкости на лопатки, в улитке, во всасывающем и нагнетательном патрубках) неизбежны гидравлические потери. Первый фактор учитывают при помощи коэффициента циркуляции
, (2.4)
где ψ — коэффициент, зависящий от шероховатости поверхности проточной части колеса (принимают ψ = 0,9…1,1).
Второй фактор характеризуется гидравлическим КПД — hг, который для современных гидравлических машин колеблется в пределах 0,80…0,96.
Действительный напор насоса можно рассчитать по формуле
Н = Нт h г kц. (2.5)
Действительная подача реального насоса с учетом толщины лопаток
= hоб k2, (2.6)
где hоб — объемный КПД насоса; k2 — коэффициент, учитывающий стеснение проточной части насоса лопатками: k2 = (1 - zd)/(πD2sinβ2).
Отношение статического напора к полному для идеального насоса с безударным входом на лопатки (при оптимальном угле β1)
, = (2.7)
причем Hσ/Hт = ½ при β2 = 90о. В реальных насосах для дости жения высокого КПД угол β 2 выбирают в диапазоне 15…35о (лопатки загнуты назад), при этом снижается скоростной напор, а значит, и гидравлические потери внутри насоса; помимо этого, соблюдение условия β2 < 90о позволяет избежать возникновения кавитации в зоне А (рис. 2.3). В ряде конструкций центробежных вентиляторов для достижения высоких скоростных напоров лопатки выполняют загнутыми вперед, т. е. β 2 > 90о, что приводит, однако, к снижению КПД.
Дата добавления: 2016-01-20; просмотров: 1227;