Введение. Гидростатика. Гидравлика. Газодинамика. Динамика идеальной жидкости. Динамика вязкой жидкости

Вследствие утечек в клапанах, зазорах, уплотнениях реальная подача насоса Q меньше теоретической Q_т.Уменьшение производительности учитывается объемным КПД насоса  η_о, причем

                 η_о = Q /Q_т .                                                                                                         (2.32)

Значения  η_о насосов разных конструкций лежат в пределах 80...98 %.

Напор насоса Н = Н_н - Н_вс - это разность полных (гидродинамических) напоров в напорной линии на выходе из насоса Н_н и всасывающей линии на входе в насос  Н_вс, причем  Н_н, Н_вс определяются суммой трех членов уравнения Бернулли (2.12а) (см. рис. 2.3). Таким образом, напор насоса - это удельная энергия, сообщаемая насосом единице массы жидкости.  

Потери энергии (напора) ΔH в перекачиваемой жидкости, возникающие вследствие трения и местных сопротивлений внутри насоса, учитываются введением гидравлического КПД насоса

                 η_г  = Н / (Н + ΔН).(2.33)

В насосах разных конструкций η_г  составляют 80...95 %.

Полезная мощность, развиваемая насосом, равна

                 N = ρgQH                                                                                                     (2.34) и измеряется в ваттах. Внутренняя, или индикаторная, мощность насоса N_i превышает N вследствие гидравлических потерь и утечек и определяется формулой

N_i= ρgQH /(η_г η_о) .                                                                                        (2.35) Эффективная мощность N_e, подводимая к валу насоса, больше внутренней мощности на величину механических потерь ΔN вследствие трения в подшипниках, уплотнениях и т. д. Механические потери учитываются механическим КПД  η_м, причем

                 ηм = Ni  /Ne .                                                                                                                                                              (2.36)

Произведение трех частных коэффициентов называется полным КПД насоса η:

                 η = η_о η_г η_м .                                                                                                         (2.37)

Полный КПД насосов различных конструкций, применяемых в теплоэнергетике, имеет величину 60...92 %.

Высота всасывания и кавитация в насосах

Из открытого резервуара жидкость поднимается к насосу (рис. 2.15) за счет разности давлений: атмосферного  р_а и давления на входе в насос  р_вс. Этот перепад давления расходуется на создание скоростного напора αw²/(2g) и преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающей трубе Σh_wвс. Как следует из уравнения Бернулли (2.12в), высота всасывания  h_вс равна:

2

hвс = ра − рвс − wвс −Σhw вс.(2.38) ρg       2g

Давление на входе в насос р_вс должно быть всегда больше давления насыщения перекачиваемой жидкости при данной температуре (для воды – см. табл. 1.3). В противном случае на входе в насос начинается кавитация: образуются паровые пузыри, которые затем схлопываются в области  повышенного давления в насосе. Вследствие мес- Рис. 2.15            тных  гидравлических ударов в центре парового пузырька                             при схлопывании (конденсации пара), локальные повышения давления достигают тысяч МПа, что приводит к эрозионному износу проточной части насоса. В поршневых насосах в формулу (2.38) для расчета предельной высоты всасывания приходится вводить поправку, учитывающую инерцию столба жидкости во всасывающей трубе вследствие того, что движение – неустановившееся; в центробежных насосах – поправку на местное увеличение скорости при входе в рабочее колесо насоса. Реальная высота всасывания воды из открытого бассейна составляет в поршневых насосах  6...7 метров, в центробежных 6...8 метров.               Рис. 2.16                             На теплотехнических предприятиях наи-                                                    большее распространение имеют лопастные насосы. В лопастных насосах подведенная к валу механическая энергия передается жидкости за счет силового взаимодействия с лопатками рабочего колеса. Так, в центробежном насосе (рис. 2.10, 2.16) при вращении рабочего колеса 1 жидкость, заключенная в каналах между лопатками 2, выбрасывается центробежными силами в спиральную камеру 3 и далее в напорную трубу. Приток жидкости к рабочему колесу осуществляется через всасывающую трубу.

Напор центробежного насоса Н может быть определен из уравнения моментов количества движения (п. 2.5, рис. 2.10). Приравнивая выражения для мощности, развиваемой насосом, (2.24) и (2.35), имеем

Н = ω(c₂ r₂ cos α₂ - c₁ r₁ cos α₁) / g .                                                             (2.39)

Таким образом, напор возрастает с увеличением угловой скорости рабочего колеса  ω и скорости жидкости на выходе из межлопаточных каналов.

При изменении числа оборотов центробежного насоса изменяются его подача Q и напор H. При условии подобия режимов работы насоса (подобия треугольников скоростей (см. рис. 2.10) и постоянстве внутреннего КПД производительность насоса пропорциональна числу оборотов: Q ∼  c₂ r₂ n cos α₂; напор пропорционален квадрату числа оборотов: H ~ n²; мощность, развиваемая насосом, приблизительно пропорциональна кубу числа оборотов: N  ~ n³ .

Все многообразие различных типов лопастных насосов можно разделить на несколько групп по величине коэффициента быстроходности n_s, который определяется по формуле

                  n_s = 3,65 n Q ^0,5  / H ^0,75 ,                                                                            (2.40)

где Q - производительность, м³/с; H - напор, м; п – число оборотов, 1/мин. По численному значению n_s центробежные насосы делят на тихоходные