Теория насосов. Часть III

Идеальный напор, рассчитанный по уравнению Эйлера, не зависит от величины расхода потока Q. Если изобразить на диаграмме характеристику насоса Q/Ht∞, то Ht∞ будет представлена прямой линией. Реальная характеристика насоса Q/H получается путём вычитания из идеальной потери, связанные с влиянием конечного числа лопаток и другими процессами, происходящими в насосе. Обратите, пожалуйста, внимание на рисунок 4.

Как было отмечено раньше, конечное число лопастей в рабочем колесе снижает напор за счет поправочного коэффициента (k). С учетом этого положения рассчитывается теоретический напор Ht, который может быть выражен следующим уравнением:

Ht= kHt∞ (11)

Величина Ht не является абсолютно линейной, поскольку поправочный коэффициент (k) немного зависит от величины расхода потока Q. Падение напора с величины Ht∞ до H t вызывается не потерями в потоке, а отклонениями жидкости от идеальных углов потока вследствие наличия конечного числа лопастей в рабочем колесе.

Потери на трение возникают при прохождении потока сквозь каналы рабочего колеса и корпуса насоса. Они возрастают приблизительно в квадратичной зависимости от величины расхода потока Q./p>

Потери за счет разрыва сплошности потока возникают в следующих зонах:

На входных кромках лопастей, где жидкость ударяется о кромку. Эти потери минимальны в расчетных рабочих точках насоса, там, где жидкость сталкивается с лопастями под углом лопасти β1 . Потери возрастают по мере увеличения отклонения фактического угла потока от расчетного угла лопасти β1, (см. Рис.5).

Потери на выходной кромке возникают вследствие "недокрутки" потока лопаткой колеса. Эти потери возрастают приблизительно в квадратичной зависимости от величины расхода потока.

В корпусе насоса при величинах расхода потока отличных от расчетных значений, когда скорость потока в отводящем устройстве отличается от скорости на выходе из рабочего колеса. Влияние этого фактора проиллюстрировано на рисунке 6. Различия в скоростях порождает явление турбулентности, которое приводит к потерям, возрастающим с ростом несоответствия между фактическими и расчетными расходами потока.

Влияние в результате разрыва сплошности потока показано на рисунке 4.

Рис.4 Уменьшение характеристики Q/H (Н) насоса по сравнению с теоретическим напором насоса Ht∞

Рис.5 Относительные скорости на входной кромке лопасти (W) и потери при различных расходах потока. Минимальные потери возникают при номинальном потоке насоса, когда угол атаки жидкости равен углу входной кромки лопасти рабочего колеса β1.

Потери на утечки возникают в зоне зазора между рабочим колесом и корпусом насоса. Даже если этот зазор будет поддерживаться на минимально возможном уровне, небольшие обратные потоки жидкости будут проникать из зоны высокого давления, расположенной на выходе из рабочего колеса, в зону низкого давления, расположенную на входе в рабочее колесо. Таким образом, поток жидкости, проходящий через рабочее колесо, незначительно превышает поток, на выходе из насоса. Напор насоса уменьшается, за счёт снижения расхода, разница напоров представляет собой потери за счёт утечек Hv. Влияние потерь за счет утечек проиллюстрировано на рисунке 4. По мере износа насоса эти потери будут возрастать.

В центробежных насосах присутствуют и другие потери, которые, не оказывая влияния на характеристику Q/H, тем не менее, требуют увеличения мощности на валу двигателя. К этим потерям относятся:

Потери на трение наружной поверхности рабочих колёс о жидкость (дисковое трение).

Потери на трение в уплотнениях вала двигателя

Потери на трение в подшипниках.

При рассмотрении насосов погружного типа последние два вида потерь учтены в потерях двигателя.

Рис.6 Влияние различия между скоростями в корпусе насоса и на выходе рабочего колеса. Размеры корпуса насоса выбраны из расчета соответствия номинальному расходу и окружной скорости, и приводят к потерям при иных значениях расхода.

По материалам компании GRUNDFOS