Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 18
Текст из файла (страница 18)
Необходимость в определе- !!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. и. д, от расхода, угловой скорости и давления на входе в насос: Н, д), т)=!(Я, ы, р„). Влияние входного давления на характеристики насоса проявляется только при кавитациоином течении в проточной части насоса. Режим кавитационного срыва шнека и кавитация в отводе проявляются на напорной и к.
и, д, — характеристиках появлением вертикальных ветвей (см. равд. 2.5). Рассмотрим расчет энергетических характеристик при отсутствии влияния кавитации в насосе. 2.4.1. Напорная характеристика В разд. 2.1 отмечалось, что при значениях чисел Рейнольдса Ве>10' напорная характеристика насоса может быть представлена в виде зависимости Н/р!'=((Я/р!), Исходной для расчета напорной характеристики является зависимость Й„.-й, ~„Х.... (2.49) Потери иа расчетном режиме в колесах центробежных насосов с 0~=0,3 —:0,7 и шнеко-центробежных насосов с О!~0,55 определяются по формуле (1.83).
Опытные данные высокооборотных насосов показывают, что иа режимах меньших расчетного Я<®р) можно принимать гидравлический к. п. д. колеса равным его значению на расчетном режиме: т(г.к = Ч~.к.р — — ! — —" = 1 — — ' нт и,„ Отек~да получим при 9 < (~р -"- ь.
(! — Йр) /.„. = 0,820 — ' д, (! — др) (2 52) !!! где ()= ©фр. В области больших расходов Я>Яр можно принимать потери в колесе равными потерям на расчетном режиме: Х„=-1„р == 0,82. Я, (2.51) При этом гидравлический к. п. д. колеса будет уменьшаться, что соответствует опытным данным. Используя формулы (249), (2.50), (2.5!), (1,118) и (1.119), получим следующие соотношения для расчета напорной харак. теристпки; при Д-'1 й = й. (! — 4д,) — 0,ЗЮ', — '(' ч')'и — О.
! й! (! — 44„)'— э,р(! — 0,5А (й. (! — 69„) — д . й,р(! — 4,)!', при Я> ! й = й, (1 — 6д ) — 0,за — О,(й (1 — 4д )— — 0,5А Яй, (1 — д ) — йр (1 — Яд„))' (2 53) где А определяется по формулам (1.120), (1,121) прн $ лй»0,21 и принимается равным 0,32 прн $ння:0,21. й» Рне. 2,!2.
Раечетние энергетнчесане хараатеРнерннн (!!~=04; К озз~ пр.ряд. рчеех 0,9; !терр *0,2); — <» л — — — — — — $-е тэ |.Д Из формул (2.52) и (2.53) следует, что на вид напорной характеристики оказывают влияние расходный параметр д», относительный диаметр (эь коэффициент потерь з диффузоре отвода Ь,. и (через множитель А) и конфузорность колеса, влияющая на характер зависимости й,=й.((1) Влияние параметров на внд напорной характеристики рассмотрим более подробно для диффузорных колес, для которых можно принять Ф, йтр.
С целью получения более общих выво- !!2 дов будем рассматривать характеристики в относительных коор- Н динатах Н вЂ” Я( Н = — ). Козффициент напора на расчетном р / и режиме Нр определится следующим выражением, вытекающим из формул (2.52) и (2.53): Йр — А, (1 — др) — 0,3237 — 0,1й,'(! — о )'. (2,54) Зависимости, рассчитанные 4 помощью соотношений (2.52), (2.53) и (2.54), приведены на рис.
2.12. Увеличение ($я х>0,2!) и Э~ (Ю1>0,55) приводит к уменьшению напора Н ((7~1). При зтом в области больших расходов ф>1) увели- чивается наклон характеристики, что ведет к уменьшению диа- пазона изменения расхода, ири котором напор положительный. Существенное влияние на напорную характеристику оказы- вает также расходный параметр др. С уменьшением др умень- шается напор Н в области !0<! и возрастает при (?>1. Мень- шим значениям др соответствует больший диапазон изменения расхода прн положительном напоре. Увеличение др ведет к воз- растанию наклона характеристики в расчетной точке.
С помощью увеличении др можно получить пологопадаюшую напорную характеристику Н=)(®. Рассмотрим, какие конструктивные параметры через др влияют на вид характеристики. Выразив сз р через !!р, а их— через Нр, получим ур = ( '.55) 1+ ЮР ' м ' ат ' чр, р Параметры Нр н (~р прн расчете заданы, позтому на о. ю- ванни формулы (2.55) можно заключить, что влиять на впд на- порной характеристики можно изменением (!з, Ьв ю н числом лопаток через Ар, 2.4,2. Мощность гидравлического торможения Мощность гидравлического торможения насоса обусловлена обратными токами жидкости на входе н выходе рабочего колеса.
Для центробежных насосов низкой н средней быстроходности мощность гидравлического торможения долркна, в основном, определяться процессами, протекающими в области выхода колеса. Это положение было подтверждено испытанием насоса (л,=69) со втулкой, полностью перекрывшошсй вход в центробежное колесо. Оказалось, что мощность такого насоса мало отличается от мощности при нулевой подаче для насоса нормальной сборни, В случае шнеко-центробежного насоса па мощность тор ~ ~ жения влияют также обратные токи на входе в шнек. Мощи и. гидравлического торможения можно определить экспериментально путем балансовых испытаний (2.56) где Н, — теоретический напор, полученный по величине измеренной полной мощности насоса за вычетом мощности дискового трения, мощности потерь в уплотнениях и подшипниках; Н, — теоретический напор, полученный экстраполяцией .прямолинейного участка зависимости Н,=)Я+Як) нз области больших расходов в область малых расходов. Рис.
2.!3. К расчету иошиости гилрввииче. ского торможении Зля обобщения экспериментальных данных будем исходить з 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, имев~ меньший момент количества движения, так как в процессе течения по отводу окружная составляющая скорости снижается. Выделим на выходе из колеса две зоны (рис, 2.)3): область активного потока Оз~ и вихревую зону (з~ — за — ав).
На поверхности з,— зв вихревой зоны жидкость вытекает из рабочего колеса, а на поверхности за — зв втекает обратно в колесо. Обозначим окружную составляющую скорости в зоне з~ — зв прямого течения с, а в зоне обратного течения (зв — за) — с,, 1)спользуя уравнение моментов количества движения, получим следующее выражение для мощности гидравлического торможения (2.57) 1И Заменяя скорости с„, с„', с нх средними значениями и пола. гая поверхности з! — зс и зр — зр равными, из (2.57) получим: Сггср Ссср р хгг = ррнас р (с — с„~р) и0сб (! — Рс) = — '""." ри'Ь 0 и (! Г ) !гс (2,58).. Е где Р, = — ' — относительная площадь активного потока лРсэа (гс — площадь активного потока).
Уравнение (2.58) преобразуем в следующий вид: )гг.г = Ггг.гр(! ! с) (2.59) С,, = 0,926сг„. 1 га где гр'„, „— мощность гидравлического торможения при нулевом расходе через насос (Рс=О) в Вт: ! ' г гр =- Сг.г р!э' ' ! !. (2.5О) 2 С,, — коэффициент гидравлического торможения, включаюс„ср с„с г, ср щий в себя параметры Р и ис ас Задача обработки экспериментальных данных заключается в определении относительной площадп активного потока р', н коэффициента С,, Отношение Р„зависит от расхода через насос: при нулевом расходе Р,=О, а при расходе несколько меньшем расчетного (д=б,б) .Р.= !. Коэффициент С, „определяющий мощность гидравлического торможения при нулевой подаче, должен, по-видимому, завнсетр от формы и размеров спирального сборника отвода.
При выборе характерного геометрического параметра спирального сборника были использованы результаты опытов по определению мощ- ности, потребляемой радиальным нмпеллерным уплотнением, основной элемент которого представляет собои полуоткрытое центробежное колесо. Эти опыты показали значительное влияние радиального за- зора иа мощность нмпеллера.
Поэтому за характерный геомет- рический параметр, определяющий коэффициент С, „было при- нято отношение максимальной высоты спирального сборника. к наружному диаметру рабочего колеса --""'"' Ь,ссг. На рис. 2.)4 показана эксперименталыю полученная зависи- мость С,, от Л„.„которая описывается следующим выраже- нием: Эта зависимость определена в диапазоне Богах = 0,09 —:0,32.
Область экспериментальных значений относительной площади выхода кз колеса, занятой активным потоком г"„в зависимости от относительного расхода 11 = — представлена на рнс. 2,15. Яр аз 11 ДГ и. аЗ о Рис, 2,1а. Графяк зависимости для коэффикиеита гидравлического торможения Рнс, 2.15. График зависимости относительной плонгадн выхода кз колеса, занятой активным потоком, от относительного рас«ода через насос гзаштр ~ковано поле эксперяис; тзльньж тогек): — — яаашьммья лчяяь Опытные данные в среднем определяются зависимостью 1при (7<0,6): 11о Р„=- 1,67 ° С).
(2.62) При ггьз0,6 можно считать, что гидравлическое торможение отсУтствУет 1Уг, т О). Опытные и расчетные данные показывают, что доля мощности гидравлического торможения во всей мощности, потребляемой насосом прн нулевом расходе, возрастает с увеличением коэффициента быстроходности в основном за счет роста отношения ЬтУ11ят Отметим, что все приведенные материалы по мощности гидравлического торможения в достаточной мере условны, так как количественные закономерности основаны на гипотетическом зкстраполнрованин прямолинейной зависимости теоретического напора в область малых расходов.
Лля того чтобы функция Н =)(Я+!,)Р) была прямолинейной, необходима потенцнальность абсолютного течения жидкости в рабочем колесе. На режимах вблизи к (7=- ! условие потенциальности подтверждается экспериментально. Прн уменьшении подачи насоса, когда ггг „0,6, потенциальиость нарушается: появляются интенсивные вихревые движения. 2.4.3. К,п.д,-характеристика Выражение для к. и, д., отнесенного к расчетному значению Чраач, можно записать Ч ЧгЧрачч У' (2.63) где ! — Ч р.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
