Теоретические характеристики насосов

Характеристикой насоса называется графически выраженная зависимость основных энергетических показателей от подачи при постоянной частоте вращения вала рабочего колеса, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос.

Основные параметры лопастных насосов подача Q, напор Н, мощность N, коэффициент полезного действия и частота вращения вала рабочего колеса п находятся в определенной зависимости, которая лучше всего уясняется из рассмотрения характеристических кривых.

Значения напора, мощности и КПД для ряда значений подачи могут быть представлены в виде системы точек в координатах. Соединяя точки плавными кривыми, получаем непрерывную графическую характеристику зависимости рассматриваемых параметров от подачи насоса при постоянной частоте вращения п.

Для обеспечения надежной рабо ты насоса допускаемая при эксплуатации высота всасывания H_{s доп} должна иметь некоторый запас, что учитывается введением коэффициента запаса:

где

В зависимости от условий работы насоса коэффициент запаса принимается равным 1,1 —1,5.

Насос должен быть установлен так, чтобы оси лопастей рабочего колеса были на 2,8 м ниже уровня воды в НБ (с подпором)

Однако при пользовании рассмотренной схемой для определения бес-кавитацибнных режимов работы насосов возникает ряд практических трудностей, наибольшую из которых представляет определение минимально допустимого кавитационного запаса.

На основе большого числа исследований и обобщения опытных данных С. С. Рудневым получена следующая формула для определения минимального кавитационного запаса:

Подставляя полученное значение У2а в основное уравнение теоретического напора, получаем:

При n = const окружная скорость U2 будет постоянной. Очевидно, что для рассматриваемого насоса Di, i>2 и tg0₂ являются постоянными величинами.

Таким образом, зависимость теоретического напора Д_т от теоретической подачи Q_T выражается уравнением первой степени, которое в координатах Q_T и Н, графически изображается прямыми линиями; наклон этих прямых зависит от значения углового коэффициента, являющегося функцией угла р₂.

Как видно из рис. 3.2, рабочие колеса с лопатками, загнутыми вперед (прямая III), создают значительно больший напор, чем колеса с лопатками, загнутыми назад (прямая /), и в этом их основное преимущество. Однако преобразование динамического давления, создаваемого лопатками, в статическое, путем уменьшения абсолютной скорости потока при выходе из рабочего колеса насоса, связано с большими потерями энергии. Ввиду этого рабочие колеса центробежных насосов, используемых для нагнетания жидкостей, как правило, изготовляются с лопатками, загнутыми назад. Следовательно, для насосов, применяемых в системах водоснабжения и водоотведения, практическое значение имеет лишь одна из этих прямых (линия /) — теоретическая характеристика Q_T — Ht, соответствующая работе насоса без учета потерь в нем.

Для получения действительной характеристики насоса необходимо внести поправки на гидравлические потери (в проточной части насоса), объемные и механические, а также на конечное число лопаток.

В соответствии с уравнением Бернулли для увеличения статического (полезного) напора насоса скорость потока у выходного патрубка необходимо значительно уменьшить. Из законов гидродинамики жидкости известно, что всякое изменение скорости потока сопровождается потерями, прямо пропорциональными квадрату потерянной скорости.

При построении кривой в не принимались в расчет утечки воды через зазоры. Если учитывать эти утечки, то полученные напоры Н будут соответствовать меньшим фактическим подачам насоса и действительная характеристика Q — H (кривая г) несколько сместится влево. Так как утечка в современных конструкциях центробежных насосов не превышает 2—5 %, то ее влияние дает незначительное смещение характеристики.

К механическим потерям относятся потери на трение дисков колеса о жидкость и потери трения в подшипниках и сальниках. Эти параметры почти не влияют на характеристику насоса, поэтому мы их здесь не рассматриваем.

Потери на удар при входе жидкости на лопатки или в направляющий аппарат вызываются резким изменением направления средней скорости. Для расчетной подачи Q_p углы наклона лопаток при входе и выходе из колеса или направляющего аппарата подбирают таким образом, чтобы не было потерь от удара, т. е. чтобы h_ya — 0. При отклонении подачи Q_x от расчетной Q® появляются потери на удар, которые возрастают пропорционально квадрату отклонения подачи:

Теоретическое построение характеристик насосов по заданным размерам встречается с большими трудностями. Исследования, проведен ные во ВНИИгидромаше, показывают, что строить теоретическую характеристику лучше всего комбинированным способом: по расчетному направлению касательной в точке оптимального значения КПД и по точке холостого хода, полученной сопоставлением относительной характеристики колеса такой же конструкции и с таким же значением коэффициента быстроходности n_s. Однако и в этом случае фактическая характеристика не получается вследствие большого числа факторов, которые не поддаются точному определению и которыми приходится задаваться. Ввиду этого на практике отдают предпочтение опытным характеристикам, получаемым при испытании насосов. всасывания вычисляют напор, приведенный к оси насоса, полезную мощность и коэффициент полезного действия насоса при постоянной частоте вращения. Полученные значения напора, мощности, коэффициента полезного действия и допустимого кавитационного запаса для ряда значений подачи можно представить в виде системы точек в координатах. Соединяя соответствующие точки плавными линиями, получаем графически выраженные зависимости рассматриваемых параметров от подачи насоса при постоянной частоте вращения для данного диаметра рабочего колеса.