Гидравлического удара

Разработка способов гашения гидравлического удара основана на теоретических закономерностях явления. Впервые Н.Е. Жуковский предложил способы устранения или незначительного уменьшения гидравлического удара.

Так, в водопроводной сети стали использоваться всевозможные вентили вместо «пробковых» кранов. За счет более медленного пере­крытия трубопровода значительно снижается эффект гидравли­ческого удара.

В системах, где это сделать невозможно, сооружаются специаль­ные открытые емкости, так называемые уравнительные резервуары.

При возникновении гидравлического удара вода из водовода через отверстие в диафрагме поступает в полость резервуара и тем самым снижает уровень давления в ударной волне.

В водоводах устанавливают специальные клапаны или предо-хранительные диафрагмы. По длине водовода монтируются воздуш­ные колпаки, которые амортизируют повышение давления.

На насосных станциях в начале напорных трубопроводов уста­навливаются противоударные аппараты. При остановке насоса часть воды выливается через клапан без повышения давления, после чего клапаны закрываются.

Имеются случаи применения разрушительной силы гидравли­ческого удара в некоторых устройствах, например, для подъема воды с помощью гидравлического тарана (рисунок 3.39).

Рисунок 3.39 – Подъем воды с помощью гидравлического тарана

Гидравлический таран работает автоматически при подаче воды расходом Q из резервуара А. Причем большая часть воды Q – q будет сливаться наружу, а меньшая часть q – в резервуар В.

КПД гидравлического тарана определяется как отношение по­лез­ной мощности к затраченной:

.

КПД зависит от отношения . Так, при изменении от 2 до 10 h изменяется от 0,9 до 0,5.

Гидравлические тараны, выпускаемые промышленностью, могут поднимать воду на высоту до 60 м с расходом 20-22 л/мин.

Они просты в эксплуатации и могут беспрерывно работать дли­тельное время, снабжая водой небольшие поселки и предприятия.

Тема 4

Гидромашины

4.1 Общие сведения и классификация

Из существующих различных видов вспомогательных силовых систем мобильных машин и технологического оборудования наибольшее распространение получили электрические и объемные гидросистемы. В современной технике в основном используются гидросистемы двух типов: для подачи жидкости (системы водоснабжения и водяного теплоснабжения станций, системы жидкостного охлаждения и смазывания различных машин и др.); гидравлические приводы. Основными элементами гидросистем являются гидромашины.

Гидромашина – это устройство, создающее или использующее поток жидкой среды. По назначению гидравлические машины делятся на насосы и гидродвигатели.

Насосом называют гидравлическую машину, преобразующую приложенную к входному звену (валу) внешнюю механическую энергию в гидравлическую энергию потока жидкости.

Гидродвигатель – машина, предназначенная для преобразования энергии потока рабочей среды в энергию движения выходного звена.

Общий анализ условий работы гидромашин показывает, что в них должен осуществляться обмен энергией между жидкостью и каким либо движущимся рабочим органом, к которому подводится энергия. Видов, типов и конструкций гидромашин существует огромное количество, но все они могут быть разделены по принципу действия на два вида: объёмные и динамические.

Объёмные гидромашины (к которым относятся поршневые, шестерённые, радиально- и аксиально-поршневые и т.д.) работают за счёт изменения объёма рабочих камер, периодически соединяющихся с входным и выходным патрубками.

Рабочая камера гидромашины – это ограниченное изолированное пространство, образованное деталями насоса с переменным при работе насоса объемом и попеременно сообщающееся с всасывающими и нагнетательным каналами.

Детали, образующие полости изменяемого объема и отделяющие входную полость от выходной, являются основными деталями объемной гидромашины. Форма вытеснителей и способ замыкания вытесняемого объема конструктивный тип гидромашины.

Рабочим органом, совершающим работу является вытеснитель – поршень (плунжер), пластины, зубчатое колесо, диафрагма и т. д.

Простейшая схема объёмной поршневой гидромашины представлена на рисунок 4.1. Если эта гидромашина работает в качестве насоса, то принцип работы следующий: при приложении внешнего усилия к штоку и поршню 1 и движении его вправо объем рабочей камеры 2 увеличивается что ведет к уменьшению давления в ней ниже атмосферного значения, следовательно, происходит всасывание жидкости через клапан 3 и заполнение рабочей камеры 2. Клапан 4 в это время закрывается. При движении поршня влево объем рабочей камеры уменьшается, давление в ней возрастет, клапан 3 закрывается, а 4 открывается и происходит нагнетание (вытеснение) жидкости под давлением выше атмосферного.

Рисунок 4.1 – Простейшая схема объемной гидромашины

Если эта гидромашина работает в качестве гидродвигателя, то принцип работы следующий: жидкость под давлением подается через клапан 3 в рабочую камеру 2. Клапан 4 закрыт. Под действием давления жидкости поршень 1 движется вправо, преодолевая приложенную нагрузку. Затем прекращается подача жидкости, клапан 3 закрывается, клапан 4 открывается и поршень движется влево под действием внешней нагрузки, вытесняя жидкость из рабочей камеры 2.

На том принципе основано действие всех конструктивных разновидностей объемных гидромашин.

В динамических гидромашинах жидкость движется под силовым воздействием в камере, имеющей постоянное сообщение с входным и выходным патрубками.

В зависимости от характера сил действующих на рабочую жидкость, динамические насосы подразделяют на лопастные, электромагнитные и насосы трения.

В лопастных насосах жидкая среда перемещается путем обтекания лопастей. К таким насосам относятся центробежные и осевые насосы.

В электромагнитных насосах жидкость перемещается под воздействием электромагнитных сил.

В насосах трения жидкость перемещается под воздействием сил трения. К ним относятся, например, вихревые, вибрационные и струйные насосы.

Рабочим органом лопастной машины является вращающийся ротор, состоящий из рабочего колеса и вала. Рабочим колесом называется система лопастей, закрепленная на валу машины (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 – Схема центробежного насоса

Центробежный насос (рисунок 4.2) состоит из рабочего колеса 1 с криволинейными лопастями, насаженного на вал 2, и камеры 3, в которой располагается рабочее колесо. По входному патрубку 4 жидкость подается к центральной части рабочего колеса и выбрасывается из него в спиральную отвод 3, переходящий в короткий диффузор – напорный патрубок 5. Назначением рабочего колеса является передача жидкости энергии от двигателя. Рабочее колесо центробежного насоса состоит из ведущего а и ведомого (обода) б дисков, между которыми находятся лопатки в, изогнутые, как правило, в сторону, противоположную направлению вращения колеса. Ведущим диском рабочее колесо крепится на валу. В центробежном насосе на жидкость, заполняющую каналы между лопастями колеса и вращающуюся вместе с ним, действует центробежная сила и отбрасывает её от центра колеса на периферию, создавая повышенное давление на периферии и разрежение в центре. Поэтому постоянно происходит всасывание жидкости в подводящее отверстие.

Динамическое воздействие лопастей на поток приводит к тому, что давление в напорном патрубке будет больше, чем давление во всасывающем патрубке, т.е. создается напор (давление), зависящий от частоты вращения колеса. Привод насоса осуществляется непосредственно от вала электродвигателя.

Применение лопастных машин в качестве элементов гидросистем мобильной техники, в частности автотракторной, ограничено. Несколько шире лопастные насосы используются как дополнительное оборудование для специальных автомобилей и тракторных агрегатов: на пожарных и поливочных автомобилях, в дождевальных установках, агрегатируемых с тракторами и т.п.

Совсем не применяются в мобильной технике как самостоятельный элемент гидротурбины (гидравлические двигатели динамического действия).

4.2 Основные параметры гидромашин

К основным параметрам гидромашин относятся:

ü подача (для насосов) и расход (для гидродвигателей),

ü рабочий объем (для объемных гидромашин),

ü вакуумметрическая высота всасывания,

ü давление нагнетания (для объемных гидромашин) или напор (для динамических гидромашин),

ü крутящий момент,

ü частота вращения,

ü мощность,

ü коэффициент полезного действия.

Подачей насоса называют количество жидкости, проходящий через выходной патрубок в единицу времени. Объёмная Q подача насоса – отношение объёма жидкости, проходящей через напорный патрубок к промежутку времени, за которое происходит перемещение этого объёма жидкости. Единицы измерения: м³/с, л/мин, л/с.

Рабочий объем насоса V ₀ (для объемных насосов) – это разность наибольшего и наименьшего значений замкнутого объема рабочей камеры за оборот или двойной ход рабочего органа насоса.

Минутную теоретическую подачу объемного насоса Q _т.н и гидромотора Q _т.м рассчитывают по формуле

, м³/с

где n – частота вращения гидромашины (насоса или мотора), об/с;

Рисунок 4.3 – Схема насосной установки

Давление насоса р (давление нагнетания) – это величина, определяемая зависимостью

, Па,

где р ₂ и р ₁ – давление на выходе и на входе в насос (рисунок 4.3), Па;

ρ – плотность жидкой среды, кг/м³;

g – ускорение свободного падения, м/с².

z ₂ и z ₁ – высота центра тяжести сечения выхода и входа в насос, м;

и – скорость жидкости на выходе и на входе в насос, м/с. Определяются из формулы расхода жидкости через сечения трубопроводов всасывающего и напорного:

; , м/с

где d ₂ и d ₁ – диаметры напорного и всасывающего трубопроводов, м.

Давление на входе и на выходе из насоса (рисунок 4.3), в случае установки вакуумметра и манометра соответственно, определяется по этим приборам как вакуум на входе в насос р _вак (обычно имеет знак «–») и избыточное (манометрическое) давление на выходе р _ман (обычно имеет знак «+»).

Напор H – это разность энергий единицы веса жидкости в сечении потока после насоса и перед ним (рисунок 4.3). В случае установившегося движения жидкости из уравнения Бернулли напор равен

, м

где е ₁ и е ₂ – удельная энергия потока жидкости на входе в рабочее колесо и на выходе из него;

р – давление;

z – энергия положения (потенциальная энергия);

α – коэффициент Кориолиса, учитывающий неравномерность распределения скоростей жидкости по сечению;

υ – средняя скорость потока в данном сечении.

Для гидромоторов выходными параметрами являются крутящий момент M _гм и частота вращения вала n.

Крутящий теоретический момент М _т определяется по формуле

.

где – перепад давлений на гидромоторе.

Рассматриваемые насосы являются самовсасывающими, т. е. в них обеспечивается самозаполнение подводящего трубопровода жидкой средой.

Необходимое абсолютное давление во всасывающем патрубке насоса зависит от высоты всасывания и потерь напора во всасывающей магистрали.

Назовем уровни свободной поверхности в напорном и приемном резервуарах напорным и приемным уровнями; разность этих уровней – геометрическим напором h насосной установки.

Из расчетной схемы установки такого насоса (рисунок 4.3) следует, что в случае, если приемный резервуар соединен с атмосферой, то жидкость перемещается во всасывающем трубопроводе, преодолевая его сопротивление. При этом она поднимается от уровня жидкости в резервуаре до входа в насос под действием разности атмосферного давления р ₀, действующего на поверхности жидкости в резервуаре, и давления р _вх на входе в насос (р ₀ – р _вх) в режиме всасывания. Под действием этой разности давлений преодолеваются силы инерции жидкости во всасывающем трубопроводе и в насосе, гидравлическое сопротивление всасывающей линии. Следовательно, напор во всасывающем патрубке насоса будет определяться по формуле (из уравнения Бернулли)

,

где р _вх и υ_вх – давление и скорость жидкости во всасывающем патрубке насоса;

h _вс – геометрическая высота всасывания;

Δ h _п – потери во всасывающем трубопроводе.

Давление на входе в насос и на входе в рабочее колесо уменьшается с уменьшением давления в приемном резервуаре и увеличением геометрической высоты всасывания и потерь в подводящем трубопроводе. Давление на входе в насос может уменьшиться до давления насыщенных паров и возникнет кавитация.

Для нормальной безкавитационной работы насоса для каждой конструктивной разновидности и типоразмера устанавливают допустимую высоту всасывания, которую указывают в характеристиках насоса.

Допустимая высота всасывания насоса находится по формуле

,

Высота всасывания зависит от типа жидкости и температуры, и будет уменьшаться с повышением температуры, т.к. от нее зависит упругость паров жидкости.

Потребляемая мощность насоса N – это энергия, подводимая к нему от двигателя за единицу времени

, Вт

где М – крутящий момент на валу, Н·м;

ω – угловая скорость рабочего колеса.

Полезная мощность насоса N _п – это энергия, приобретённая за единицу времени жидкостью, прошедшей через насос

, Вт

где ρ – плотность жидкости.

Мощность насоса больше полезной мощности N _п на величину потерь в насосе. Эти потери оцениваются КПД насоса η, который равен отношению полезной мощности к потребляемой

.

В процессе работы гидравлической машины происходят потери энергии или мощности, которые делят на механические, объёмные и гидравлические (рисунок 4.4).

Рисунок 4.4 – Баланс энергии в гидромашине.

Механические потери – это потери на трение в подшипниках, в уплотнениях вала и на трение наружной поверхности рабочих колёс о жидкость (дисковое трение). Мощность, остающаяся за вычетом механических потерь, передаётся рабочим колесом жидкости. Её принято называть гидравлической. Величина механических потерь оценивается механическим КПД (рисунок 4.4)

Механические потери влияют на силовую характеристику жидкости, т.е. на давление или момент на валу гидромашины

С учетом механического КПД приводной момент на валу насоса будет равен .

С учетом механического КПД эффективный момент на валу гидродвигателя будет равен

где и – механический КПД насоса и гидромотора.

Объёмные потери. Величина фактической подачи Q _эф будет меньше расчетной Q _т на величину объемных потерь Δ Q = Q _т – Q _эф, которые возникают:

― в результате утечек жидкости под действием перепада давления из рабочей полости в нерабочую (в объемных гидромашинах) или утечек жидкости в рабочем колесе из-за большого давления на выходе из рабочего колеса чем на входе (в динамических гидромашинах);

― потерь, обусловленных неполным заполнением рабочих камер жидкостью при проходе через зону всасывания из-за гидравлического сопротивления входных каналов, кавитационных процессов и выделения воздуха, действия, на жидкость центробежных сил. Эти потери принято называть потерями на всасывании насоса, которые могут составить в некоторых случаях 75% всех объемных потерь в насосе. Основными причинами неполного заполнения жидкостью рабочих камер насоса при прохождении ими всасывающей зоны являются малое давление на входе в насос, большое сопротивление всасывающих каналов, подводящих жидкость к распределительным окнам блока, сопротивление в распределительных окнах и в самих цилиндрах.

Теоретическая подача насоса Q _т – представляет собой сумму подачи и объемных потерь насоса. Следовательно, фактический расход (для гидродвигателя) или подача (для насоса) определяются по формулам

, , м³/с (л/мин):

где – объемный КПД насоса.

Гидравлические потери – это потери на преодоление гидравлического сопротивления внутренних каналов гидромашины, всасывающего и напорного патрубков , оцениваются гидравлическим КПД насоса

.

Гидравлический КПД насоса показывает, насколько манометрический напор, развиваемый насосом, отличается от теоретического напора. Ввиду некоторой сложности измерения потерь напора, обусловленных гидравлическим сопротивлением, гидравлический КПД обычно не рассчитывается, а гидравлические потери учитываются механическим КПД.

Следовательно, полный (общий) КПД гидромашины можно также определить по формуле

.

4.3 Лопастные гидромашины

4.3.1 Кинематика движения жидкости

Преобразование энергии осуществляется за счет прохождения потока жидкости через вращающуюся решетку лопастей рабочего колеса. Поэтому различают кинематику потока жидкости в рабочей полости насоса, где он движется под воздействием лопастей вращающегося рабочего колёса, и свободное движение потока вне рабочего колеса (например, в отводе).

Рисунок 4.5 – Схема для рассмотрения движения жидкости в рабочем колесе

Для математических расчетов считают, что движение всех частиц жидкости в рабочей полости насоса одинаково и на каждую из них действует центробежная сила, окружная сила и сила Кориолиса. Следовательно, кинематику потока жидкости можно рассмотреть на примере одной частицы.

Под действием этих сил (центробежная и Кориолиса) частица жидкости движется относительно лопасти по траектории (рисунок 4.5) с относительной скоростью w. Под действием окружной силы она совершает переносное движение с окружной скоростью u. Следовательно, частица жидкости будет двигаться по траекторией с абсолютной скоростью .

Скорость абсолютного движения равна геометрической сумме скорости w жидкости относительно рабочего колеса и окружной скорости u рабочего колеса

.

Относительная скорость w направлена по касательной к лопасти; окружная скорость u – по касательной к окружности, на которой расположена рассматриваемая точка, в сторону вращения рабочего колеса.

В труегольнике скоростей определяют углы:

ü – угол между абсолютной v и окружной u скоростями жидкости;

ü – угол между относительной w и отрицательным направлением окружной u скорости жидкости; рабочий угол лопаток, вершина которого определяет очертание лопастей.

В зависимости от величины рабочих углов лопасти могут быть трёх типов (рисунок 4.6):

¾ отогнутые назад ;

¾ радиальные ;

¾ загнутые вперёд .

Рисунок 4.6 – Зависимость величины и направления скоростей от угла наклона лопасти на выходе из рабочего колеса

В зависимости от наклона лопастей изменяется абсолютная скорость потока жидкости на выходе при постоянных значениях окружной и меридиональной скоростей.

Угол на входе в рабочее колесо определяет условие входа жидкости в колесо. Обычно (т.е. при радиальном входе жидкости на рабочее колесо). Иначе происходит закручивание потока при входе, на которое расходуется часть сообщаемой колесу энергии.

4.3.2 Основное уравнение лопастных машин

Связь между геометрическими параметрами системы лопастей рабочего колеса (радиус на входе и выходе жидкости, ширина рабочего колеса и т.п.), скоростью вращения и моментом, возникающим на валу, устанавливает основное уравнение лопастных машин, которое имеет вид

- в форме моментов;

- в форме напоров.

где – окружная скорость

– окружная составляющая абсолютной скорости (рисунок 4.5);

Q _т – расход жидкости через колесо.

Полученное уравнение впервые было получено Эйлером. Оно связывает напор насоса со скоростями движения жидкости, которые зависят от подачи и частоты вращения насоса, а также от геометрии рабочего колеса и подвода. Поток на входе в рабочее колесо создается подводящим устройством, следовательно, момент скорости на входе в колесо определяется конструкцией подвода и практически не зависит от конструкции колеса. Поток на выходе из колеса создается самим колесом, поэтому момент скорости определяется конструкцией колеса в основном геометрией его выходных элементов (наружным диаметром, шириной лопастей, углом установки их на выходе). Основное уравнение дает возможность по заданному напору, частоте вращения и подаче насоса определить геометрические параметры на выходе из рабочего колеса.

Подводящие устройства многих конструкций насосов не закручивают поток и момент скорости =0. Напор реального центробежного насоса определяется по формуле

, (1)

где – коэффициент, учитывающий влияние неравномерности относительной скорости между лопастями ;

– гидравлический КПД, учитывающий потери на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса и отвода.

Выражение (1) дает связь напора и подачи жидкости через колесо или главную характеристику центробежного насоса.

4.3.3 Характеристики лопастных машин

Характеристикой динамического насоса называется зависимость основных его технических показателей от подачи при постоянных частоте вращения рабочего органа, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос.

Рабочие органы насоса рассчитывают для определённого сочетания подачи, напора и частоты вращения, причём размеры и форму проточной полости выбирают так, чтобы гидравлические потери при работе на этом режиме были минимальными. Такое сочетание подачи, напора и частоты вращения называется расчётным режимом. При эксплуатации насос может работать на режимах, отличных от расчётного. Для правильной эксплуатации насоса необходимо знать, как изменяются напор, КПД и мощность, потребляемая насосом, при изменении его подачи, т.е. знать характеристику насоса.

Основными характеристиками центробежного насоса являются рабочая и универсальная характеристики.

Рисунок 4.7 – Характеристики центробежных насосов

а – рабочая; б – универсальная

Рабочая характеристика (рисунок 4.7, а) включает зависимости:

ü - напорная характеристика;

ü - характеристика мощности на валу;

ü - экономическая характеристика;

ü - допустимая высота всасывания, полученная в результате кавитационных испытаний насоса (кавитационный запас).

Рабочая характеристика является частной, т.к. получена при определенной частоте вращения рабочего колеса. Однако при эксплуатации появляется необходимость судить о параметрах насоса Q, H, P и при любой возможной частоте вращения рабочего колеса. Для этого служит универсальная характеристика насоса (рисунок 4.7, б). На ней совмещаются характеристики насоса полученные при разных частотах вращения рабочего колеса.

4.3.4 Эксплуатационные расчеты центробежных насосов

В процессе проектирования насосных установок и станций необходимо учитывать ряд требований, от выполнения которых зависит надежность работы. Прежде всего выбор типоразмера насосов и их числа должен производиться в соответствии с необходимыми расходами и напорами.

Большое значение имеет геометрическая высота всасывания насоса, которая зависит от потерь во всасывающей линии. Поэтому для увеличения геометрической высоты всасывания и снижения опасности возникновения кавитации следует уменьшать потери во всасывающем трубопроводе следующими способами:

ü длина всасывающего трубопровода должна быть минимальной;

ü скорость во всасывающем трубопроводе должна быть меньшей, чем в напорном, т. е. всасывающий трубопровод должен иметь больший диаметр.

ü нужно избегать лишних поворотов всасывающего трубопровода, чтобы не создавать дополнительных местных потерь. Если устанавливается приемный клапан для заливки насоса, то учитываются гидравлические потери и в самом клапане, и в решетке. Размер клапана должен быть больше, чем размер трубопровода.

Надежность работы и легкость запуска насоса зависят от качества прокладывания всасывающего трубопровода:

ü всасывающий трубопровод был полностью герметичным, так как при работе в нем создается довольно глубокий вакуум и через неплотности в стыках будет всасываться воздух, который не только вызывает снижение подачи, но может привести и к полному прекращению подачи в напорный трубопровод;

ü форма всасывающего трубопровода должна быть такой, чтобы в нем не могли создаваться «воздушные мешки», которые при вращении рабочего колеса расширятся, перекроют все сечение и насос не запустится.

Для запуска в работу центробежного насоса необходимо заполнить жидкостью всю всасывающую линию и рабочее колесо; чтобы при этом жидкость не вытекала из насоса, в нижней части на всасывающей трубе установлен обратный клапан вместе с фильтрующей сеткой.

Для того чтобы перемещать жидкость по трубопроводам установки из приемного резервуара в напорный, необходимо затрачивать энергию на подъем жидкости на высоту h _Г, на преодоление разности давлений в резервуарах и на преодоление суммарных гидравлических потерь всасывающего и напорного трубопроводов. Т.о. энергия необходимая для перемещения единицы веса жидкости из премного резервуара в напорный по трубопроводам установки или потребный напор установки определяется по формуле

где – статический напор установки, постоянный для данных условий.

Характеристикой насосной установки называется зависимость потребного напора от расхода жидкости. Геометрический напор и разность давлений от расхода не зависят, следовательно, статический напор также не зависит от расхода. При турбулентном режиме гидравлические потери пропорциональны расходу во второй степени

,

где k – сопротивление трубопровода насосной установки.

Следовательно, можно найти по формуле

.

Т.о., при изменении расхода в трубопроводе можно построить зависимость потребного напора от расхода – характеристику насосной установки (рисунок 4.8).

Рисунок 4.8 – Характеристика насосной установки

Уровень в приемном резервуаре совмещен с осью Q. Т.к. статический напор не зависит от расхода, то характеристика насосной установки представляет собой характеристику трубопровода , смещенную вдоль оси напоров на величину .

Насос установки работает на таком режиме, при котором , т.е. при котором энергия, потребляемая при движении жидкости по трубопроводам установки () равна энергии, сообщаемой жидкости насосом (). Определение рабочего режима насосной установки производится совмещением на одном графике (рисунок 4.9) в одинаковых масштабах характеристики насоса с характеристикой насосной установки. Равенство напоров получается для режима, определяемого точкой А пересечения характеристик, которая называется рабочей или режимной точкой с координатами: потребный напор – и фактическая подача .

Рисунок 4.9 – Определение режима работы на сеть

Точка должна находится в зоне оптимального КПД, которая определяется по характеристике КПД. Т.е. КПД в этой зоне не должен отличаться от максимального больше чем на .

При отсутствии насоса с необходимыми характеристиками устанавливают два и более меньших по параметрам насосов.

Для каждого вида насосов предусматривается выпуск определённого ряда типоразмеров, соответствующих требуемому диапазону параметров, который и представляет собой номенклатуру насосов.

Номенклатуры насосов в форме полей (рисунок 4.10), на которых показаны области всех предусмотренных типоразмеров насосов данного вида, приводятся в соответствующих каталогах и справочниках, где обычно даются их характеристики и необходимые размеры насосов.

Рисунок 4.10 – Сводный график полей консольных насосов

Номенклатуры насосов содержатся и в ГОСТах. Эти данные используются при подборе насосов и проектировании насосных установок и станций.

При отсутствии насоса с необходимыми характеристиками устанавливают два и более меньших по параметрам насосов.

4.3.5 Конструктивные разновидности лопастных насосов

К лопастным насосам относят центробежные, осевые, диагональные и вертикальные. Центробежные лопастные насосы могут быть одноступенчатыми и многоступенчатыми.

Дата добавления: 2015-12-07