Лопастные насосы и их классификация Лопастные насосы по

Лопастные насосы и их классификация Лопастные насосы по направлению движения жидкости на выходе из рабочего колеса относительно оси вращения делятся на осевые и центробежные: − осевые - поток жидкости движется параллельно оси вращения (рисунок б); − Центробежные – жидкость под действием центробежных сил движется в рабочем колесе от центра к периферии, в спиральный отвод и далее в трубопровод. Шрадиальные, в которых поток движется перпендикулярно оси вращения (центробежные насосы, рисунок а); Шдиагональные - поток движется наклонно к оси вращения под произвольным углом (рисунок в). а б в

Лопастные насосы и их классификация На вал 9 насажено рабочее колесо 4 с лопатками 5. Корпус насоса 6 включает в себя спиралевидный отвод, заканчивающийся нагнетательным патрубком 2 (часто имеющим вид диффузора); к нему крепится трубопровод 1. К всасывающему патрубку присоединяется всасывающий трубопровод 7 с приемным устройством 8. Отверстие 3 служит для заливки насоса. Одноступенчатый горизонтальный центробежный насос с осевым входом и спиральным отводом.

Лопастные насосы и их классификация Рабочее колесо насоса с подводящими и отводящими устройствами называется ступенью насоса. 1. По числу ступеней лопастные насосы бывают одноступенчатые и многоступенчатые. Так, если давление одной ступени Pi, то для многоступенчатого насоса общее давление P=ΣPi где i=1…n – число ступеней. Таким образом, многоступенчатые насосы применяют для увеличения давления. 2. По числу потоков насосы могут быть одно- и многопоточными. Например, насос с рабочим колесом двустороннего входа жидкости на рисунке является примером двух поточного насоса.

Лопастные насосы и их классификация 3. По условиям подвода жидкости к рабочему колесу: Ш одностороннего входа Ш двустороннего входа 4. По условиям отвода жидкости от рабочего колеса: Ш Со спиральным отводом; Ш С кольцевым отводом; Ш С направляющим аппаратом

Центробежные насосы. Устройство и принцип действия. 1 – рабочее колесо (РК); 1 a – задняя стенка РК; 1 в – передняя стенка РК; 2 – всасывающий патрубок; 3 – корпус; 4 – напорный патрубок; 5 – спиральная камера. Корпус насоса может иметь горизонтальный (осевой) разъем, в котором плоскость разъема проходит через ось насоса, или торцевой разъем, в котором плоскость разъема перпендикулярна оси насоса.

Центробежные насосы. Устройство и принцип действия Рабочие колеса бывают закрытые (а), открытые (в), с односторонним (а, в) и двусторонним входом жидкости (с) а) в) с) Подводящее устройство, заканчивающееся входным патрубком, предназначено для подвода жидкости во всасывающую область рабочего колеса с наименьшими гидравлическими потерями. Отводящее устройство служит для сбора и отвода жидкости в напорный трубопровод или в следующее рабочее колесо, а также для частичного превращения кинетической энергии в потенциальную (давление) за счет торможения потока в диффузоре.

Центробежные насосы. Устройство и принцип действия Различают спиральный, полуспиральный, двухзавитковый и кольцевой отводы, а также направляющий аппарат с лопатками. Спиральный отвод - это постепенно расширяющийся канал, охватывающий рабочее колесо (а). Кольцевой отвод (в) имеет постоянное сечение. Такие отводы применяют главным образом в малых насосах и насосах для перекачки загрязненных жидкостей. В кольцевом отводе гидравлические потери больше, чем в спиральном. Полуспиральный отвод - это кольцевой отвод, переходящий в спиральный. Двухзавитковый отвод состоит из двух спиральных симметрично расположенных каналов и одного канала постоянного сечения. а) в)

Центробежные насосы. Устройство и принцип действия Направляющий аппарат устанавливается внутри корпуса насоса и представляет собой два диска, между которыми устанавливаются лопатки 2. Лопатки образуют ряд диффузорных каналов для сбора жидкости, выходящей из рабочего колеса 3. Далее поток жидкости поступает в межлопаточные каналы 4, по которым жидкость направляется на вход в следующее рбоачее колесо или в напорный патрубок. Направляющие аппараты более сложны по устройству, чем спиральные и кольцевые отводы, они увеличивают гидравлические потери, их применяют в многоступенчатых насосов.

Осевое усилие в центробежных насосах. Способы уравновешивания Рабочее колесо одностороннего входа представляет собой неуравновешенную систему из-за отсутствия симметрии относительно плоскости, перпендикулярной оси вращения насоса. В результате возникает осевая сила давления Р, направленная в сторону входного отверстия рабочего колеса. Для ориентировочных расчетов можно воспользоваться формулой P 0=π/4·(D 12 -d 2 )·ρg. Н где D 1=2 Rв и d - диаметры входного отверстия колеса и вала; Н – напор насоса

Осевое усилие в центробежных насосах. Способы уравновешивания Для уравновешивания осевых сил применяются следующие способы: 1. Установка рабочих колес двустороннего всасывания. 2. Установка рабочих колес с щелевым уплотнением на заднем диске А и разгрузочным отверстием В (см. рисунок). Через разгрузочное отверстие давление передается на плоскость заднего диска, и тем самым снимается избыточное давление на задний диск.

Осевое усилие в центробежных насосах. Способы уравновешивания 3. Установка саморегулирующего устройства (рисунок) (гидравлической пяты). За последней ступенью многоступенчатого насоса на валу устанавливается диск I. Жидкость после рабочего колеса перетекает из камеры А в камеру В через щелевое уплотнение С, где давление Р 2 падает до давления , и отводится во всасывающую полость насоса. Так как давление в камере А выше, чем в камере Б, на диск действует усилие, разгружающее осевую силу, стремящуюся сместить колесо в сторону всасывания, т. е. разгружающая сила зависит от перепада давлений, возрастающего в случае уменьшения зазора под действием осевой силы и наоборот.

Осевое усилие в центробежных насосах. Способы уравновешивания 4. Уравновешивание осевой силы достигается взаимнопротивоположным расположением рабочих колес (рисунок 3. 9, а, б), т. к. осевая сила по величине одинакова на всех ступенях.

Движение жидкости в каналах рабочего колеса ЦН Теоретические уравнения движения жидкости в межлопаточных каналах динамических гидромашин (лопаточных насосов и гидротурбин) получены Л. Эйлером при следующих двух допущениях: 1. Жидкость идеальная, т. е. гидравлические сопротивления не учитываются. 2. Жидкость движется в виде бесконечного числа элементарных струек, строго повторяющих форму лопаток. Эти допущения облегчают теоретическое исследование движения жидкости в лопаточных системах, но в дальнейшем требуют внесения существенных поправок на основании экспериментальных исследований. Движение каждой частицы жидкости потока в рабочем колесе является сложным, абсолютная скорость, которой складывается из переносной и относительной скоростей. Скорость переносного U движения - это линейная скорость вращательного движения точки рабочего колеса, где в данный момент находится частица жидкости. Эта скорость направлена по касательной к окружности, на которой находится частица. Относительная скорость w – это скорость перемещения частицы относительно лопатки колеса: вектор относительной скорости направлен по касательной к лопатке. Абсолютная скорость c определяется как векторная сумма:

Движение жидкости в каналах рабочего колеса ЦН Окружные линейные скорости будут равны: U 1=ω·R 1; U 2=ω·R 2, где ω – скорость вращения колеса; R 1 – радиус входной точки струйки R 2 – наружный радиус рабочего колеса β 1, β 2 - это углы между направлением относительной скорости w и в обратном направлении окружной скорости (-U). Углы, определяющие форму лопатки рабочего колеса. Углы между направлением абсолютной скорости С и окружной скорости U обозначаются α 1 и α 2

Движение жидкости в каналах рабочего колеса ЦН Из уравнения неразрывности потока жидкости, протекающего через рабочее колесо, следует: F 1·C 1 r= F 2·C 2 r=Qт=const, где F 1, F 2 – площади поперечного сечения в каналах колеса на входе и выходе с образующей, нормальной к радиальной скорости; C 1 r, C 1 r - радиальные составляющие абсолютных скоростей на входе и выходе; F 1=(πD 1 -δ 1 z)·b 1; F 2=(πD 2 -δ 2 z)·b 2 где D 1 и D 2 – соответственно диаметры на входе в межлопаточные каналы и выходе из них; δ 1 и δ 2 – ширина лопатки (канала); b 1 и b 2 – толщина лопаток, z - число лопаток. QT=F·Cr – представляет собой идеальную подачу рабочего колеса центробежного насоса.

Основное уравнение турбомашин Эйлера Уравнение моментов количества движения: Мкр=Qm·(C 1 u. R 1 -C 2 u. R 2), где Qm – массовый расход, R 1, R 2 – внутренний и наружный радиусы колеса, С 1 u, C 2 u – проекция вектора абсолютной скорости потока на вектор переносной скорости U С 1 u=C 1·cosα 1, C 2 u=C 2·cosα 2 Nг=Qρg. HT=Qmg. HT и Nг=Мкр·ω т. о. НТ= (C 1 R 1·cosα 1 -C 2 R 2·cosα 2)·ω/g, Если вход жидкости в рабочее колесо насоса радиальный (=90°), то НТ= C 2 R 2·cosα 2·ω/g= C 2·cosα 2·U 2/g

Теоретический напор. Уравнение Бернулли. Теоретический напор, приобретаемый жидкостью в каналах рабочего колеса НТ=Н 2 -Н 1; где Н 2 и Н 1 - удельная энергия потока на выходе и входе в рабочее колесо; Согласно уравнению Бернулли: Н 2=z 2+P 2/ρg+C 22/2 g; Н 1=z 1+P 1/ρg+C 12/2 g → → НТ= (z 2 -z 1) +(P 2/ρg-P 1/ρg)+ (C 22/2 g-C 12/2 g) (z 2 -z 1) - изменение удельной энергии положения (P 2/ρg-P 1/ρg) - приращение удельной потенциальной энергии (энергии давления) представляет статический напор колеса НСТ; (C 22/2 g-C 12/2 g) - приращение удельной кинетической энергии в абсолютном движении составляет динамический напор колеса НДИН; Таким образом, НТ=НСТ+НДИН

Выбор угла установки лопатки на выходе НТ= C 2·cosα 2·U 2/g (по ф. Эйлера для α 1=90º, а C 2·cosα 2=U 2 - С 2 r·ctgβ 2 С 2 r=QT/F 2 , то НТ=U 2 /g·(U 2 - QTctgβ 2/F 2) т. к При β<90°, НТ≤ U 22 /g, НT убывает линейно по мере увеличения QT; лопатки рабочего колеса отогнуты назад по ходу вращения; при β = 90°, НТ=U 22 /g=const, НT не зависит от QT, а лопатки радиальные; при β >90°, НТ>U 22 /g, НT возрастает линейно по мере увеличения QT, лопатки загнуты вперед по ходу вращения;

Выбор угла установки лопатки на выходе 1. угол β 2<90°, и β 2= β 2 min , при этом C 2=С 1=С 2 r; α 2= 90°. → НТ = C 2·cosα 2·U 2/g=0, НДИН=C 22/2 g-C 12/2 g=0, т. к. С 1=С 2; Следовательно, и НСТ=0. 2. угол β 2=90°, ω2=С 1=С 2 r; НТ=U 22 /g; НДИН=C 22/2 g-C 12/2 g= U 22 /2 g; → НСТ= U 22 /2 g. 3. угол β 2>90°, НТ= C 2·cosα 2·U 2/g= =2 U 2·U 2/g= 2 U 22/g; НДИН=C 22/2 g-C 12/2 g= (2 U 2)2 /2 g= 2 U 22 /g; → НСТ= 0.

Выбор угла установки лопатки на выходе 1. С увеличением β 2 возрастает напор НТ, при этом при углах β 2 >90 доля НДИН растет интенсивно, а доля НСТ падает и при β 2=β 2 max становится равной нулю; 2. Наибольшая величина НСТ имеет место при угле β 2=90 и равна половине всего напора; 3. Угол β 2 не может быть меньше β 2 min (α 2= 90°), так как при β 2<β 2 min величина напора НТ приобретает отрицательное значение C 2·cosα 2<0, C 2 направлена в сторону, обратную вращению колеса, насос переходит в режим работы турбины; 4. Предельное значение угла β 2 max находится из условия C 2·cosα 2=2 U 2. 5. Исходя из требований получения максимальной НСТ целесообразно выбрать углы β 2 min<β 2<90º. В этом случае имеет большую долю статического напора и потери энергии на преобразование кинетической энергии потока в энергию давления в отводящих устройствах будут минимальными. 6. Установлено, что оптимальным является β 2=15º÷ 45º.

Влияние конечного числа лопаток на величину теоретического напора В канале A − струйное течение по схеме Эйлера. Элементарные струйки повторяют очертания лопаток и скорости во всех этих элементарных струйках на одинаковых радиусах равны. В канале В − циркуляционное движение при нулевой подаче (выход из межлопаточного канала закрыт). Жидкость в объеме этого канала получает вращательное движение относительно стенок межлопаточного канала в направлении обратном направлению вращения рабочего колеса. В канале С − поле скоростей (эпюра скоростей) в живом сечении межлопаточного канала, полученное в результате сложения скоростей поступательного движения по схеме Эйлера и циркуляционного, вызванного вращением рабочего колеса. Из эпюры скоростей видно, что струйки, идущие около передней поверхности лопатки, имеют меньшие скорости, а струйки, идущие вблизи обратной поверхности лопаток, имеют наибольшие скорости.

Влияние конечного числа лопаток на величину теоретического напора Теоретический напор НТ для рабочего колеса с конечным числом лопаток меньше теоретического напора при бесконечном числе лопаток НТ∞. Эта потеря напора учитывается специальной поправкой к. П (по формулам Г. Ф. Проскура и К. Пфлейдерера). НТ= НТ∞/(1 - к. П); z – число лопаток; Ψ – коэффициент, зависящий от шероховатости проточной части колеса. Ψ= 0, 8… 1, 0 для насосов с лопаточным направляющим аппаратом; Ψ =1, 0… 1, 3 для насосов со спиральным отводом. Приблизительно к. П= НТ/ НТ∞=0, 7… 0, 9

Гидравлические, механические и объемные потери в центробежном насосе. Мощность и КПД насоса. Потребляемая мощность расходуется: N= NП+ ΔNГ+ ΔNМЕХ+NУ, где полезная мощность NП=ρg. НQ Q – действительная подача насоса, м 3/с; Н – действительный напор насоса, м. ΔNГ – потери мощности на гидравлические сопротивления при движении через проточную часть насоса. Потери мощности на гидравлические сопротивления оцениваются гидравлическим КПД, определяемый по формуле: ηг = NП/(NП+ NУ) или ηг = НТ/Н∞ (при Q=0) NУ – потери мощности на утечки через контактные и щелевые уплотнения устройства для уравновешивания осевого усилия. Потери мощности на утечки оцениваются объемным КПД: ηО = Q/(Q+QУ), где QУ – объемные потери жидкости через уплотнения и щели;

Гидравлические, механические и объемные потери в центробежном насосе. Мощность и КПД насоса. ΔNМЕХ – потери мощности на механическое трение в подшипниках, уплотнительных устройствах и дисковые потери, они оцениваются механическим КПД: ηМЕХ = (N- ΔNМЕХ)/N, Полный КПД насоса представляет собой отношение полезной мощности к мощности на валу насоса и учитывает все виды потерь: η= NП/N = ηг ηОηМЕХ Полный КПД дает оценку всем потерям мощности. Для современных насосов η=0, 7÷ 0, 9.