Действительный напор центробежного насоса

Действительный напор Н, создаваемый насосом, всегда меньше теоретического вследствие ряда причин. Главной из них являет­ся потеря напора на преодоление гидравлических сопротивле­ний внутри насоса, которая учитывается гидравлическим КПД. Кроме того, увеличение потерь напора связано с конечным числом лопастей.

Обычно при рассмотрении теории рабочего колеса центробежного насоса исходят из условия параллельного течения струек в межлопастном пространстве. Такое течение возможно только при бесконечно большом числе лопастей. Так как в действительности число лопастей рабочего колеса является конечным, то фактически струйки жидкости между лопастями не параллельны и это является причиной дополнительного гидравлического сопротивления потоку в межлопастном пространстве.

Действительный напор может быть выражен зависимостью

,           (31)

где k — коэффициент, учитывающий уменьшение напора вследствие конечного числа лопастей и определяемый по формуле Г. Ф. Проскуры:

,                      (32)

здесь ψ — коэффициент, учитывающий влияние направляющего аппарата; z — число лопастей. При наличии направляющего аппарата ψ = 0,8—1,0, а при его отсутствии — ψ = 1—1,3.

В практике насос с одним рабочим колесом создает действительный напор жидкости Н = 30—50 м. Такое ограничение напора объясняется, главным образом, условиями прочности материала, из которого изготовлено рабочее колесо.

Применение специальных материалов для изготовления рабочих колес может повысить напор, создаваемый насосами. Однако, в производственной практике для создания больших давлений применяют многоступенчатые центробежные насосы (рис.10).

Из схемы такого насоса видно, что он представляет собой последовательно работающие друг за другом рабочие колеса 2, снабженные направляющими аппаратами 4 и переливными каналами 3, служащими для направления жидкости из области нагнетания одного рабочего колеса в область всасывания следующего. Все последовательно работающие рабочие колеса многоступенчатого насоса монтируются на одном валу и имеют один всасывающий 1 и один нагнетательный 5 патрубки.

Каждое рабочее колесо с его направляющим аппаратом и переливным каналом образует секцию многоступенчатого насоса. Перекачиваемая жидкость последовательно переходит из одного колеса в другое и выходит в нагнетательный патрубок с напором, пропорциональным числу ступеней или колес. Многоступенчатые насосы именуются по числу ступеней—двух-, трех-и т. д. многоступенчатыми.

Часто в условиях производства требуется подавать большие количества жидкости. В этих случаях применяют насосы двухстороннего всасывания (рис.11), в которых жидкость входит в рабочее колесо с двух сторон, что положительно сказывается на распределении сил, действующих на вращающиеся детали насоса.

Напор, создаваемый центробежным насосом, зависит от типа лопастей рабочего колеса. Большое влияние на создаваемый рабочим колесом теоретический напор оказывает направление струи, выбрасываемой из межлопастного пространства рабочего колеса, характеризующееся углами α₂ и β₂. Действительно, как следует из уравнения (30), теоретический напор Н _т зависит от угла α₂. С помощью того же уравнения можно показать, что Н _т зависит и от угла β₂. Так как с _т = u ₂— c_r ctgβ₂ (см. рис.), то

.                     (33)

Используя это равенство, сравним теоретический напор, со­здаваемый рабочим колесом с лопастями, отогнутыми назад, радиальными лопастями и лопастями, загнутыми вперед (рис.12).

Из анализа этой зависимости видно, что:

для радиальных лопастей (рис. 12)

для лопастей, отогнутых назад (рис.),

(34)

     

для лопастей, загнутых вперед (рис.12 в),

Таким образом, наибольший теоретический напор создается рабочим колесом с лопастями, загнутыми вперед, наименьший — с лопастями, отогнутыми назад. Рабочее колесо с радиальными лопастями создает некоторый средний теоретический напор. В практике применяют почти исключительно рабочие колеса с лопастями, отогнутыми назад. Хотя они создают меньший теоретический напор по сравнению с лопастями, загнутыми вперед, но обладают более высоким КПД.

Следует отметить, что с увеличением абсолютной скорости жидкости с ₂при выходе из рабочего колеса коэффициент реактивности уменьшается и его КПД падает. Это происходит не только вследствие увеличения потерь при преобразовании кинетической энергии в потенциальную энергию давления, но и вследствие значительного искривления каналов межлопастного пространства в случае, когда лопасти загнуты вперед (β₂>90°). Практически следует считать оптимальным значение углов α₂ и β₂ в пределах: α₂=5—18° (чаще всего α₂ = 8—12°); β₂=14—60° (чаще всего β₂ = 15—35°).

Обычно угол α₁ принимается равным 90° из условий безударного входа жидкости на лопасти рабочего колеса. Из тех же соображений угол β₁ определяется из условия .

Что касается числа лопастей, то для уменьшения площади трения и упрощения технологии производства целесообразно было бы применять рабочие колеса с минимальным количеством лопастей. Однако энергетические условия работы лопастей при этом ухудшаются. Практически стремятся к наименьшему числу лопастей рабочего колеса, однако при условии, что снижение числа лопастей не приводит к потере их направляющего действия.

Исходя из этого, рекомендуется определять число лопастей зависимостью

Число лопастей, определенное по этой формуле, следует корректировать в сторону увеличения с тем, чтобы выходная кромка каждой последующей (по направлению вращения колеса) лопасти перекрывала входную кромку предыдущей (рис.12 г), иначе теряется направляющее действие лопастей (рис.12 д). В практике некоторых производств чаще всего встречаются центробежные насосы с рабочими колесами, имеющими 6—8 лопастей. Но имеются также насосы для перекачки фекальных жидкостей, жома, дробины, картофеля и свекло-водяной смеси, рабочие колеса которых имеют только по две лопасти. Толщина лопастей должна быть наименьшей, но отвечающей условиям прочности.