Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

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; u от — вектор относительной скорости элемента жидкости (по отношению к лопатке); u пер — вектор переносной скорости колеса (т. е. окружная скорость колеса); u R — 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 u 1 направлена радиально, т. е. α1 = 90о, u 1 = u 1R. 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)

Н т = [ u 2 u 2перcosα2 - u 1 u 1перcosα1]/ g (2.1)

Если подкрутка отсутствует (α1 = 90о), то cos(α1) = 0; тогда, используя выражение для подачи

= D2b 2 u2R, (2.2)

теоретический напор можно выразить в виде

H т = . (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

k ц = , (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 = Н т h г k ц. (2.5)

Действительная подача реального насоса с учетом толщины лопаток

= hоб k 2, (2.6)

где hоб — объемный КПД насоса; k 2 — коэффициент, учитывающий стеснение проточной части насоса лопатками: k 2 = (1 - z d)/(π D 2sinβ2).

Отношение статического напора к полному для идеального насоса с безударным входом на лопатки (при оптимальном угле β1)

= , (2.7)

причем H σ/ H т = 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.

Поделиться:





Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...