Овсянников Б.В., Чебаевский В.Ф., 1975 - Высокооборотные лопаточные насосы, страница 18

Поэтому импеллерные уплотнения целесообразно применять в высокооборотных насосах. Из формулы (2.46) также видно, что увеличение коэффициента у ведет к уменьшению мощности импеллера (также за счет уменьшения диаметра импеллера). При неполностью заполненном импеллере (г >О), когда удерживаемый импеллером перепад меньше максимального„ центральная часть диска импеллера и торцевой стенки камеры свободна от жидкости и трение там отсутствует. Вычитая из (2.43) величину мощности трения в центральной части стенки, получим 6! = й ' пгп ~1+ ( '+ + *) — ( '" ) ~. (2.47) иимп ~ гпимп l Определим мощность закрытого импеллера с «козырьком», изображенного на рис. 2.10, вид Б.

Как видно из рис. 2.!О,. «козырек» полностью перекрывает осевой зазор между импеллером и стенкой. Следовательно, в этом случае момент трениц на поверхности 1 — 2 — 3 (4 — 5 — 8) будет обусловлен распределением скоростей движения жидкости, вызванного гладкими поверхностями импеллера («козырьком»). Момент трения, обусловленный действием лопаток, останется только для поверхности 3 — 4.

Поэтому в данном случае, используя подход, принятый для открытого импеллера, надо положить 6,=6=6,=0: При этом условии из (2.47) получим следующее выражение для лопаточной мощности импеллера с козырьком: Х ~ппмп l Следовательно, лопаточная мощность импеллера с «козырь- 10(б, + а + б,) ком» при г =0 будет в ~1+ ' ' ' ! раз меньше, чем, Оиимп ! открытого импеллера.

Обычно 6„+А+6ппкб —:8 мм, поэтому, например, для нмпеллеров с наружным диаметром Рв, =80 —:80 мм уменьшение лопаточной мощности будет примерно в 2 раза. Однако выигрыш в полной мощности импеллера будет меньше, поскольку постановка «козырька» увеличивает площадь гладких поверхностей импеллера. Было проведено несколько серий опытов, в каждой из которых изменялся только один параметр импеллера. Было установлено, что коэффициент й, в формулах (2.43), (2.47) и (2.48) является примерно постоянным для данной формы лопаток и составляет для импеллера с пазами постоянной ширины ( 4мм) А! — — 0,0033 и для импеллера с лопатками толщиной -2 мм й! = 0,0041. 24. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА В процессе эксплуатации в системе питания насос может работать на режимах, отличных от расчетного по расходу, угловой скорости н давлению на входе.

Необходимость в определе- 1!О нии возможных режимов работы возникает уже при проектировании насоса. Для решения этой задачи необходимо знать энергетические характеристики насоса, представляющие собой зависимости напора, мощности к. п. д. от расхода угловой скорости и давления на входе в насос: Н, Ж, т1=)Я, «т, рр ).

Влияние входного давления на характеристики насоса проявляется только при кавитационном течении в проточной части насоса. Режим кавитационного срыва шнека и кавитация в отводе проявляются на напорной и к. п. д. †характеристик появлением вертикальных ветвей (см. равд. 2.5). Рассмотрим расчет энергетических характеристик при отсутствии влияния кавитации в насосе. 2.4.1. Напорная характеристика В равд. 2.1 отмечалось, что при значениях чисел Рейнольдса Яе> 10р напорная характеристика насоса может быть представлена в виде зависимости Н/ыт=1(Я/та). Исходной для расчета напорной характеристики является зависимость (2.49) Потери на расчетном режиме в колесах центробежных насосов с Ют — — 0,3 —:0,7 и шнеко-центробежных насосов с От(0,55 определяются по формуле (1.83).

Опытные данные высокооборотных насосов показывают, что на режимах меньших расчетного (Я(Яр) можно принимать гидравлический к. п. д, колеса равным его значению на расчетном режиме: т!т.к = т!т.к.р = 1 — —" Нт Нт р Отсюда получим при Я ( Яр С =0320 ! акр(! — рр) (2.50) где Я = ЯЛ~р. В области больших расходов Я>Яр можно принимать потери в колесе равными потерям на расчетном режиме: Хк =Х„р — — 0,32. 0~, (2.51) При этом гидравлический к.

п. д. колеса будет уменьшаться, что соответствует опытным данным. Используя формулы (2.49), (2.50), (2.51), (1.118) и (!.1!9), получим следующие соотношения для расчета напорной. характеристики: при Д<1 Н = й,(! — фУр) — 0,32Р1 ' Р— 0,1йт(1 -4)4 ) Ьтр  — чр! — 0,5А [й,(! — ()4 ) — Я й, (! — д ))т; (2.52) !11 при Я> 1 й = й, (1 О0,) 0,за, — 0,И,'(1 — 60,)а— — 0,5А [фФ, (1 — 0 ) — йр (1 — фУ ))', (2.53) где А определяется по формулам (1.120), (1.123) при Ц,д)0,21 и принимается равным 0,32 прн $,н~0,21. Рнс.

212. Расчетные рнергетнческне характернстнкн (ВАМ=04; а =088; т1р, рт1х ример. р= 0,9; №.гр 0,2)' сою; — — — — — — а-о,м К. Д Иэ формул (2.52) и (2.53) следует, что на вид напорной характеристики оказывают влияние расходный параметр др, относительный диаметр Юь коэффициент потерь в диффузоре отвода $а, „(через множитель А) и конфузорность колеса, влияющая на характер зависимости й,=й,(Д).

Влияние параметров на вид напорной характеристики рассмотрим более подробно для диффузорных колес, для которых можно принять й,=й,р. С целью получения более общих выво- 112 (2.55) дов будем рассматривать характеристики в относительных коор- Н динатах Н вЂ” Ф~Н = — ). Коэффициент напора на расчетном н,~' режиме Нр определится следующим выражением, вытекающим из формул (2.52) и (2.53): Йр —— й, (1 — др) — 0,320~ — 0,1й, (! — др)~, (2,54) Зависимости, рассчитанные с помощью соотношений (2.52), (2.53) и (2.54), приведены на рис.

2.12, Увеличение ~, д (~а д>0,21) и Ю~ (Ю~>0,55) приводит к уменьшению напора Н (()Ф.1). При этом в области больших расходов (Д>1) увели- чивается наклон характеристики, что ведет к уменьшению диа- пазона изменения расхода, при котором напор положительный.

Существенное влияние на напорную характеристику оказы- вает также расходный параметр др. С уменьшением др умень- шается напор Н в области Д(1 и возрастает при Ч>1. Мень- шим значениям др соответствует больший диапазон изменения расхода при положительном напоре. Увеличение др ведет к воз- растанию наклона характеристики в расчетной точке. С помощью увеличения др можно получить пологопадающую напорную характеристику Н=~(Я). Рассмотрим, какие конструктивные параметры через др влияют на вид характеристики. Выразив сэ р через Яр, а иг— через Нр, получим 1 Дэ = 1+ Э~Н,Э, 1я В,, 0э м.

эг Чг.р Параметры Нр и Яр при расчете заданы, поэтому на осно- вании формулы (2.55) можно заключить, что влиять на вид на- порной характеристики можно изменением ()э, Ьв а и числом лопаток через Й,. 2.4.2. Мощность гидравлического торможения Мощность гидравлического торможения насоса обусловлена обратными токами жидкости на входе и выходе рабочего колеса.

Для центробежных насосов низкой и средней быстроходности мощность гидравлического торможения должна, в основном, определяться процессами, протекающими в области выхода колеса. Это положение было подтверждено испытанием насоса (л,=69) со втулкой, полностью перекрывающей вход в центробежное колесо. Оказалось, что мощность такого насоса мало отличается от мощности при нулевой подаче для насоса нормальной сборки. В случае шнеко-центробежного насоса на мощность торможения влияют также обратные токи на входе в шнек. Мощность ыз гидравлического торможения можно определить экспериментально путем балансовых испытаний Ф„~ = р (Нт — Н ) (Я + ч( ), (2.56) Рис.

2.13. К расчету мошиости гидравличе- ского торможения Для обобщения экспериментальных данных будем исходить из следующих соображений: затрата дополнительной мощности на привод насоса, т. е. мощности гидравлического торможения, связана с тем, что при расходах, существенно меньших расчетного, часть жидкости, пройдя по отводу и попадая обратно в колесо, имеет меньший момент количества движения, так как в процессе течения по отводу окружная составляющая скорости снижается.

Выделим на выходе из колеса две зоны (рис. 2.13): область активного потока Оз1 и вихревую зону (з~ — зт — зв). На поверхности зг — зв вихревой зоны жидкость вытекает из рабочего колеса, а на поверхности зг — зв втекает обратно в колесо. Обозначим окружную составляющую скорости в зоне з,— зе прямого течения с„, а в зоне обратного течения (зв — зв) — с„'. Используя уравнение моментов количества движения, получим следующее выражение для мощности гидравлического торможения я, =р (1 „„е — ) ! (е). н $$ (2.571 :114' где Н, — теоретический напор, полученный по величине измеренной полной мощности насоса за вычетом мощности дискового трения, мощности потерь в уплотнениях н подшипниках; Н, — теоретический напор, полученный экстраполяцией лРЯмолинейного Участка зависимости Н,=1Я+Ят) из области больших расходов в область малых расходов.