Вихрові насоси

Конструктивна схема вихрового насоса складається з робочого колеса 3 (рис. 4.12), з плоскими радіальними лопатками 5, що ст­ворюють криволінійний канал 2. Внутрішній виступ 4 у каналі слу­жить для відокремлення потоків всмоктування й подачі.

Рис. 4.12. Конструктивна схема вихрового насоса:

1–корпус; 2– канал; 3– робоче колесо; 4– розділь­ник потокові; 5 – лопатки

На рідину, що заповнює міжлопатні канали, при обертанні ро­бочого колеса діють відцентрові сили, які спричиняють обертальний рух у міжлопатному каналі. Внаслідок у відводі утворюється вихрова течія, напрямок якої показаний на рис. 4.12 пунктирною лінією зі стрілкою, і кругова течія, обумовлена тим, що маси рідини захоплюються лопатками в бік обертів робочого колеса.

Отже, робота вихрового насоса полягає в тому, що енергія рідини, яка протікає через міжлопатні канали робочого колеса, підвищується за рахунок дії відцентрових сил у ній. Рідина з підвищеною енергією виноситься вихровим потоком у відвід і виштов­хується в напірний патрубок. На її місце відбувається безперервний притік рідини через вхідний патрубок.

Теоретичні значення тиску і подачі насоса можуть бути отримані з рівняння кількості руху.

Нехай q– витрата рідини крізь міжлопатні канали на одиниці довжини відводу, м³/(с ^. м); C _{2 u} – середнє значення тангенціальної

складової абсолютної швидкості на виході з міжлопатових каналів у

відвід, м/с; C ₀– середня швидкість потоку у відводі, м/с.

Якщо припустити, що вісь відводу прямолінійна, (як на схемі рис. 4.13, то рівняння кількості руху для потоку рідини, що виходить із робочого колеса у відвід, буде мати вигляд:

g [ fр – f (р + dр)]D t = r q dl D tC о – r q dl D tC_2u

Отже,

q

dр= r –––– (C _{2 u} – C _о) dl [1] (4.9)

gf

Рис. 4.13. До розрахунку тиску вихрового насоса

З рівності (4.9) виходить, що тиск у відводі наростає в нап­рямку руху, пропорційно довжині відводу. Інтегрування рівності (4.9) дає теоретичне підвищення тиску по довжині відводу l:

ql

р _т = r --- (C _{2 u} – C _о) l

g f

Теоретичне підвищення напору по довжині відводу l

р _т ql

H _т = --- = ---- (C _{2 u} – C _о )
r g f

З огляду на те, що витрата в перерізі відводу є

Q = fC _о,

то теоретична характеристика вихрового насоса буде мати такий

вигляд:

ql Q

H _т = --- (C _{2 u} - ---)(4.10)

g f f

Оскількі q і С _{2 u} по довжині відводу постійні, теоретичну характе­ристику вихрового насоса графічно зображаютьпрямою лінією.

Дійсна характеристика насоса утворюється шляхом ввіднімання втрат напору в проточній частині з ординат теоретичної характе­ристики.

Корисну потужність вихрового насоса можна знайти за фор­мулою

N _т = r QH _т ,

а, враховуючи на вираз (4.10), одержимо:

ql Q

N _т = r --- (C _{2 u} ---) Q.
gf f

Це рівняння являє собою квадратичну параболу з віссю, паралельною осі ординат (рис. 4.14).

Рис. 4.14. Характеристики теоретичного й дійсного напорів вихрового насоса

У вихрових насосах, як і у відцентрових, є об’ємні, гідравлічні та механічні втрати енергії. Об’ємні втрати енергії обумовлені перетіканням рідини крізь зазори між поверхнями роздільника і кромками лопатей робочого колеса з порожнини нагнітання в порожнину всмоктування. Вони у вихровому насосі досить значні й становлять до 20 % енергії, яку підводять до вала насоса.

Гідравлічні втрати енергії в насосі пов'язані з тертям рідини при поступальному і циркуляційному рухах у криволінійному каналі насоса. Оскількі ці швидкості значні, гідравлічні втрати енергії становлять до 30 % енергії, споживаної насосом.

Механічні втрати у вихрових насосах, як і у відцентрових насо­сах, обумовлені механічним тертям у підшипниках і ущільненнях, а також тертям неробочих поверхонь колеса насоса о рідину в осьових зазорах. Ці втрати становлять до 10 % підводжуваної до насоса енергії.

Таки значні втрати енергії призводять до того, що для вих­рових насосів на режимах високої подачі ККД у кращих конструкціях не перевищує 0,5.

Колесо працюючого вихрового насоса випробує подовжню і попе­речну сили, що передаються на вал.

Подовжня сила виникає як наслідок різниці тисків, що діють на торцеві поверхні колеса. Ця сила сприймається радіальним кулько­вим підшипником. У разі застосування колеса симетричної форми подовжня сила відсутня.

Поперечна сила обумовлена тим, що тиск у відводі зростає про­порцинно куту повороту колеса j (рис. 4.15).

Тиск, утворюваний робочим колесом у будь-якому довільному пе­рерізі кільцевого каналу, дорівнює

r H

---- j, а його поперечна складова (r H /2p)j sin j.

2p

При ширині колеса B поперечна сила, що діє на робоче колесо діаметром D, на довжині відводу буде

D r H

dP = B ---- j sin j

4p

або

_{2 p}

r HBD ó

р = ----- ô j sin j d j.

4 p õ

⁰

Після інтегрування одержимо

р = r HBD/ 2.

Рис. 4.15. Розподіл тиску по довжині відводу вихрового насоса

Поперечна сила у вихрових насосах може досягати великих зна­чень. Так, наприклад, при Н =100 м, В =40 мм, D =150 мм, r=1000 кг/м³ одержуємо Р =3000 Н (приблизно 300 кг).

Ця сила навантажує вал згинальною напругою і спричиняє не тільки його прогин, але й осьовий зсув колеса. Це призводить до не-

обхідності збільшення осьових зазорів між корпусом і робочим коле­сом, що в свою чергу погіршує експлуатаційні характеристики насосів.

Для усунення поперечної сили застосовують закриту форму робочих коліс.

Дата добавления: 2015-09-06