Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 21
Текст из файла (страница 21)
Опытные данные высокооборотных центробежных насосов (п„30 —:65, <о=!350-;2200 рад/с; "" При оолыной величине вязкости может изменяться тзкже угол выходя истока из колеса, что изменит его теоретический напор. 328 б 'Ф й ! 4 Ф Ф" о й д М с~ С'3 й Я с~ Э о ~ л К Л Б 4- о о Я вЂ” ° Я О '- Я 3 л „ 0 с~ Я=0,5 —:5 л~с) показывают, что указанная зависимость может быть использована для высокооборотных центробежных насосов. Этой зависимостью следует пользоваться также н для высокооборотных шнеко-центробежных насосов с ук=80 —;120, так как для таких насосов роль шнека в создании напора насоса невелика. Для пересчета мощностных характеристик с воды на вязкую жидкость рассмотрим влияние вязкости на мощность дискового трения, мощность нмпеллера и утечки жидкости через уплотнения колеса.
На мощность дискового тренин (2,26) н мощность пмпеллера вязкость влияет через коэффициент трения, который изменяется в зависимости от числа Рейнольдса. Объемные утечки вязкой жидкости определяются по формуле (58): Яу„= Фс ()у, (2.88) где ()у и ф — расход утечек соответственно на воде и вязкой жидкости.
Козффициент пересчета йчу определяется в зависимости от числа Рейнольдса уплотнения Кеу (сплошная линия на рис. 2.24). Число ке определяется по формуле сузу )те = —, где с.,д ' Е>у "- ытд су= ~/ Чьдот ~) ) Массовый расход утечек определяется по объемному расходу д = рт(~уд Расчет по формулам (2.88) и (2.89) проводится для каждого уплотнения колеса. Мощность, потребляемая насосом на вязкой жидкости, пренебрегая в силу малости потерями мощности в подшипниках и уплотнениях (кроме импеллерных), можно выразить следующим образом Я>0,6 Щ Р„ОУУ, д"р =- ' .)утр.д~ + дудку ° (2.90) чрд где р„— плотность, соответствующая температуре жидкости.
Выразим теоретический напор Н, через мощность насосана воде, а мощности трения дисков и импеллера на вязкой жндкостп через значения, соответствующие воде, получим й(~ = — (~ — й(тр д — й(дмд) + ~ур д\ Г ~имв~ (- 9') Рд чр о РЧ где ! -'р„!зт, о Ч« ~ Чгч ! ' р!2 (- 92) гтр,ди р! й(тр.д« = '" !р.л "и ар (2,94) с,„,„р Используя соотношения (2.87) и (2.91), получим выражение для полного к. и. д. насоса при работе на вязкой ж!щкостн р.,!) Нч р, Ф (2.95) ря'ч (2.93) Для расчета напора, мощности, к. п. д. по формулам (2.87), (2.91) н (2.95) необходимо знать значения плотности н вязкости прн работе иа вязкой жидкости.
Прн течении через насос жидкости передается тепло трения (потерь), которое повышает ее температуру и уменьшает вязкость и плотность по сравнению со значениями на входе в насос. При равных температурах жидкости и конструкции насоса в начальный период работы насоса, после выхода его на заданный режим по Я и м, тепловое состояние конструкции является неустановившимся: часть тепла потерь идет на подогрев конструкции, а оставшаяся часть— на подогрев жидкости. После достижения конструкцией насоса установившегося теплового режима тепло потерь полностью будет идти на подогрев жидкости, Как показывает опыт, для Высокооборотных насосов отличие времени выхода конструкции насоса на установившийся тепловой режим от времени выхода на режим по !',1 н ы может достигать десятков секунд.
Это отличие зависит от динамики нарастания угловой скорости при выходе на заданный режим по Я и «!, от конструкции и размеров пасоса и т. д. (на величину указанного отличия влияет также начальная разность температур жидкости и конструкции насоса).
В начальный период работы насоса до выхода его па установившийся тепловой режим температуры жидкости в рабочих полостях пасоса ниже, чем после выхода на установившийся тепловой режим. Поэтому в начальный период ригн>ть! насоса мощность дискового трения, мощность пмпсллсроы и, следовательно, потребляемая мощность насоса при тех жс параметрах () и гя будет больше, чем на установившемся тепловом режиме. Опыт и расчеты показывают, что в высокооборотных насосах мощности трения дисков в иачальшяй период и иа установнвшмся тепловом режиме могут отличаться в несколько раз.
Отметим, что приведенные в работе (58) данные по влиянию вязкости на мощность и к. п. д. инзкооборотных насосоы соответствуют установившемуся тепловому режиму. Мощность, потребляемая насосом в начальный период работы прн выходе на заданный режим, может быть определена при допущении, что температура жидкости не изменяется по сравнению с входной. Тогда расчет напора, мощности н к, п. д.
проводится по формулам (2.87), (2.91) и (2.95), в которых используется коэффппнент вязкости и плотность, соответствующие температуре жидкости на входе в насос. Для установившегося теплового режима насоса прн расчете напора (2.87) коэффициент вязкости можно также определять по температуре на входе в силу сравнительной малости гидравлических потерь и относительно малого подогрева жидкости в колесе, Расчет же мощности следует проводить с учетом подогрева жидкости в насосе. Определим температуру жидкости в пазухах насоса, которая определяет плотность и вязкость жидкости в пазухах, влияющих на мощность дискового трения и расход утечек.
В связи с высокой турбулентностью потока можно принять, что в пазухах устанавливается средняя температура, определяемая тепловым балансом: тепловая энергия, отводимая с утечками через уплотнения колеса, равна сумме тепла, вносимого нз сборника насоса (рассматривается одноступепчатый насос) и тепла, выделяющегося от трения дисков о жидкость.
Йля одной пазухи занишем (2.96) ш„сТ, =сТсп, +й(т,„„!! — Ф„,), где т„— массовый расход утечек; с — коэффициент тсплоемкостп жидкости; Тю Т,— температура соответственно в пазухе (у диска) и в сборнике; Ф'ч, х, -- мощность трения одного диска. Принимаем, что -'ч х~ =-' й>~„— коэффпппепт, учптывакнций отвод тепла пз пазухи в результзтс турбулентного обмена частппамп жидкости между пазухой и сборником. На осповащщ рсзультатов поверочных расчетов высокооборотных насосов, испытанных на вязких жидкостях, можно рекомендовать следующие значения Ф„„„прп и,. -.'40 значение й„„,=0; прп и., 100 А„„=-1; при п.=40 —:100 получим й„, г~~ -- — — 0,66.
ьо Температуру жидкости в сборнике Т, определим из следующсго условия; тепло в сборнике равно сумме тепловой энергии на входе в насос и тепловой энергии, вносимой в поток с утечками (теплом гидравлических потерь пренебрегаем): !32 (т, + т ) сТ, = т,сТ,„+ тг»сТ„,„, (2.97) где Т'А, = ~ю+ ™ (Т и Т, — температура соответственно в пер- 2 м " вой и в рой пазухах н оса); т, — массовый расход жидкости через насос. После преобразований соотношения (2.97) получим Т, = Т.„-р () — т),)(Т.,„— Т,„).
Температура Тл определяется из уравнения (2.96) последовательным приближением. В полостях импеллера в связи с отсутствием расходного течения подогрев жидкости на установившемся тепловом режиме может быть значительным, вплоть до температур, близких к температуре кипения. Поэтому эюжно полагать, что на установившемся теплоиом режиме Ля„„,= Р» = )у»мп Р Отметим, что расчет характеристик насоса на вязкой жидкости при различных значениях угловой скорости следует проводить также отде.чьно для неустановившегося и установившегося теплового режимов насоса по данным, приведенным в этом разделе.
2.Х. РЕЖИМЫ ЗАПИРАННЯ НАСОСА При исследовании кавптаппоипых явлений в трубках Вептури многими исследователями получсны так называемые режимы заппрания, когда при понижении давления за трубкой расход перестает увеличиваться. Увеличения расхода можно добнться только повышением давления перед трубкой. Аналогич-. ное ограничение расхода при заданном давлении на входе и угловой скорости при снижении величины внешних сопротивлений наблюдается и в лопаточных насосах, Существование таких режимов объясняется появлением критического кавптаииоииого течения в каком-либо сечении насоса.
В этом ссчсщщ, и;кидкости, граничащей с каверной. устанавливается и~к тони~ни давление, равное давлению упругости пара (см. к к )1'). !.сли сечение находится в каналах колеса пасоса, то ири уменьшении сопротнвченпя на выходе из насоса вместе г илл"в|си напора наблюдается снижение потребляемой моииик"мк Когда запирание происходит за колесом — обычно это пыиаст в горловине конического диффузора — мощность нас<ко и меняется, несмотря на резкое падение напора. На срывной кавитациопиой харакп) истч1ке режимы заппраная располагаются между точками .1 и Ш (см.
рнс. 9). На режиме запирання отсутствует одпи.игичиая связь между дии- к)з лением иа входе и напором насоса и расход ограничен опреде- ленной величиной. Второй критический режим не соответствует режиму запнра- ния, хотя и близок к нему по величине р,„, так как в большин- стве случаев прн снижении р„ниже р„п еще удается поддер- жать расход постоянным. Рассмотрим подробнее режимы запи- рания. Напор, развиваемый насосом, затрачявается на преодоление всех внешних сопротивлений. Уточним, что в случае разомкну- той системы во внешние сопротивления входит также разность давлений в конце напорной магистрали р,, и на входе во вса- сывающую магистраль ра. Кроме обычных положительных соп- ротивлений: потери в турбопроводах, в дросселях — в системе могут быть и отрицательные сопротивления. Примером отрица- тельного сопротивления является второй дополнительный насос, установленный в сети последовательно, или случай, когда в ем- кости.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
