Центробежные насосы

Принцип действия центробежного насоса заключается в сле­дующем. Основной рабочий орган насоса — лопаточное колесо (рис. 153), вращаясь с большим числом оборотов, сообщает запол­няющей его жидкости повышенное давление и с увеличенной ско­ростью отбрасывает ее в спиральную камеру (отвод). В результате силового взаимодействия между лопатками колеса и потоком жид­кости происходит преобразование энергии привода в энергию по­тока,

Спиральный отвод имеет улиткообразную форму и предназна­чен для того, чтобы уловить выходящую из колеса жидкость и ча­стично перевести ее кинетическую энергию в энергию давления.

Рабочее колесо центробежного насоса (рис. 154) состоит из двух дисков, один из которых с помощью втулки насажен на вал, а другой, имеющий центральное отверстие для прохода жидкости, скреплен с первым лопатками. Последние имеют криволинейную цилиндрическую или более сложную пространственную форму. Жидкость подходит к колесу вдоль оси его вращения, затем на­правляется в межлопаточные пространства и, пройдя их, выходит через щель между дисками колеса.

Движение жидкости в межлопаточных каналах вращающегося колеса можно рассматривать как результат сложения двух дви­жений: переносного (вращение колеса) и относительного (движе­ние относительно колеса). Поэтому вектор абсолютной скорости жидкости в колесе о может находиться как сумма векторов окруж­ной скорости и и относительной скорости u _o. Условимся все величины, относящиеся к входу на лопатку, отмечать индексом 1, а величины, относящиеся к выходу, — индексом 2.

Напор, соз­даваемый идеальным насосом:

Это уравнение является основным не только для центробеж­ных насосов, ню и для всех лопастных машин — вентиляторов, на­гнетателей, а также гидротурбин. В последнем случае происходит не увеличение, а уменьшение момента количества движения жидко­сти при протекании через колесо, т. е. отбор энергии у жидкости, поэтому члены в скобках должны быть записаны с обратными знаками. Это уравнение было получено Л.Эйлером и носит его имя.

Следует обратить внимание на то, что напор, создаваемый идеальным центробежным насосом и измеряемый столбом перека­чиваемой жидкости, не зависит от рода жидкости, т. е. от ее удельного веса.

Обычно жидкость подходит к рабочему колесу насоса без предварительной закрутки, а войдя в колесо, вступает в межло­паточные каналы, двигаясь радиально. Уравнение прини­мает вид

Это уравнение неудобно для использования при расчетах, так как оно не содержит в себе расхода Q.

Получим другую форму основного уравнения для идеального насоса в следующем виде:

Это уравнение позволяет построить характеристику идеально­го центробежного насоса, т. е. график зависимости напора, созда­ваемого насосом, от расхода при постоянном числе оборотов коле­са которая представляет собой прямую. Однако наклон этой прямой зависит от того, какое значение имеет угол лопатки.

Наилучшие результаты для получения напора дает лопатка, загнутая вперед, т. е. при b₂>90°, так как при этом создается наибольший напор. Однако практика показывает, что в этом случае получается низкий коэффициент полезного действия, Более выгодной, а потому и наиболее часто употребляемой явля­ется лопатка, загнутая назад, т. е. такая, у которой угол b₂<90°; в большинстве случаев этот угол делают равным примерно 30°. Применяют также и радиальные лопатки (b₂=90°), но это связа­но с некоторым снижением к. п. д. и диктуется другими соображе­ниями (габариты, прочность).

До сих пор мы рассматривали работу идеального центробеж­ного насоса, т. е. насоса, обладающего бесконечно большим числом лопаток, с коэффициентом полезного действия, равным единице.

Обычно на практике число лопаток составляет от шести до две­надцати. В этом случае относительное течение в межлопаточных каналах колеса уже не является таким струйным, как предпола­галось ранее, и распределение скоростей оказывается неравномер­ным.

Ввиду неравномерности распределения относительных, а также абсолютных скоростей в межлопаточных каналах при конечном числе лопаток приходится вводить в рассмотрение среднее значе­ние скоростей на окружности данного радиуса.

Не рассматривая теории влияния числа лопаток колеса на на­пор, приведем лишь конечный результат этой теории в виде рас­четной формулы Пфлейдерера для коэффициента расхода, а именно

где

Теоретическая характеристика насоса с ко­нечным числом лопаток, так же как и характеристика идеального насоса при постоянном числе оборотов (n =const), является пря­мой линией.

Потери энергии в насосе, учитываемые полным к. п. д. насоса, подразделяются на три вида:

1. Гидравлические потери, оцениваемые гидравлическим к. п. д. насоса.

2. Объемные потери. Эти потери энергии связаны с наличием в насосе обратного перетока жидкости через зазор (уплотнение) между вращающимся колесом и неподвижным корпусом насоса.

Объемные потери энергии оцениваются так называемым объ­емным к. п. д. насоса, равным

3. Механические потери. Сюда относятся потери энергии на ме­ханическое трение в сальниках и подшипниках насоса, а также на трение наружной поверхности колеса (диска колеса) о жидкость. Механический к. п. д. на­соса будет равен

Получим

т.е. полный к.п.д. насоса равен произведению гидравлического, объемного и механического коэффициентов полезного действия насоса.

Значения полного к. п. д. центробежных насосов колеблются в пределах 0,7—0,85; мелкие вспомогательные насосы могут иметь более низкие значения к. п. д.

Важным критерием, имеющим большое значение при проектировании центробежных насосов, является коэффициент быстроходности n_s, характеризующий способность насоса создавать напор и обеспечивать подачу. Он связан с формой рабочего колеса насоса:

По коэффициенту быстроходности центробежные и лопастные насосы делятся на

- тихоходные n_s £ 80;

- нормальные n_s = 80-150;

- быстроходные n_s =150-300;

- диагональные или винтовые n_s = 300-600;

- осевые или пропеллерные n_s = 600-1200.

Чем меньше коэффициент быстроходности, тем меньше к.п.д. насоса.

Всякий центробежный насос, а также насос любого типа ра­ботает нормально лишь в том случае, если абсолютное давление на входе в этот насос не слишком мало. В противном случае во входной части насоса, точнее, при вступлении жидкости в межло­паточные каналы рабочего колеса, где абсолютное давление имеет минимальное значение, возникает кавитация. При кавитационном режиме работы насоса нарушается сплош­ность потока вследствие выделения паров и растворенных газов; возникает характерный шум, обусловленный гидравлическими ударами при конденсации пузырьков пара, а также происходит уменьшение подачи, напора и к. п. д. насоса. Интенсивность этих явлений возрастает с уменьшением абсолютного давления перед входом в рабочее колесо, что видно из так называемой кавитационной характеристики центробежного насоса. Кавитационная ха­рактеристика насоса — это график зависимости напора, мощности и к. п. д. насоса от абсолютного давления жидкости перед входом в колесо. Такого рода характеристики обычно получают в резуль­тате специального испытания. Из кавитационных соображений приходится иногда ограничивать рас­ход и число оборотов насоса.

ВЫБОР ТИПА НАСОСА. ОСОБЕННОСТИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ, ПРИМЕНЯЕМЫХ В АВИАЦИОННОЙ И РАКЕТНОЙ ТЕХНИКЕ

Выбор типа насоса и его проектирование обычно производятся на основе следующих исходных данных: Q, Н и n. Эти величины позволяют подсчитать коэффициент n_s, который сразу дает пред­ставление о том, какая разновидность лопастного насоса требуется на заданные условия.

Если по расчету n_s получается чрезмерно большим (например, больше 1200), то это значит, что следует применить не один, а несколько насосов, соединенных параллельно.

Если же значение n_s оказывается недопустимо малым и невозможно повысить число оборотов, то приходится применять многоступенчатый насос, т. е. последовательное соеди­нение колес, насаженных на общий вал.

Если такая конструкция нежелательна, то переходят к вихревому или объемно-роторному насосу. Однако при этом следует учитывать такие свойства жидкости, как вязкость, химическую активность и др.

На самолетах с газотурбинными двигателями центробежные насосы применяют пока главным образом в топливных системах в качестве так называемых на­сосов подкачки. При этом они чаще всего выполняются с рабочими колесами за­крытого типа или полуоткры­того типа, т. е. состоящими лишь из одного диска с лопатками, расположен­ными по одной его стороне, реже применяются открытые колеса.

В настоящее время намечается тенденция к использованию центробежных насосов в качестве основных топливоподающих насосов на газотурбинных двигателях. Это обусловлено тем, что растет необходимая подача топлива (расход) и осуществляется переход к менее вязким его сортам, обладающим к тому же боль­шей испаряемостью. В то же время имеется возможность приме­нения насосов при весьма значительных угловых скоростях вра­щения (несколько десятков тысяч оборотов в минуту).

В этих условиях центробежные насосы способны обеспечить необходимую подачу топлива под достаточно высоким давлением при меньших габаритах и весе, нежели другие типы насосов. При этом указанные насосы обладают теми же характерными особен­ностями, что и насосы, применяемые в жидкостно-ракетных двига­телях.

В ЖРД центробежные насосы широко применяются для по­дачи горючего и окислителя из баков в камеру сгорания двигателя. Эти насосы должны создавать напор, достаточный для преодоления всех сопротивлений в трубопроводах и противодавления в камере сгорания, а также для обеспечения необходимого перепада на фор­сунках. В связи с этим потребный напор здесь оказывается весьма значительным и измеряется сотнями метров, а давление—десятками атмосфер.

Обычно для получения столь высоких давлений применяются объемные насосы, однако если при этом одновременно требуется значительный расход (как это имеет место в ЖРД) и возможно применение привода с большим числом оборотов, например газо­вой турбины, то использование центробежного насоса оказывается более рациональным.

Еще одной особенностью центробежных насосов, применяемых в ЖРД, является то, что они из-за больших чисел оборотов рабо­тают обычно на режимах, близких к кавитационным. В связи с этим особую важность приобретает кавитационный расчет на­сосов.

Дата добавления: 2015-08-20