книги / Насосы, компрессоры и холодильные установки. Перемещение жидкостей, насосные машины

H mEg ,

где Е – полная энергия, которую получает жидкость в насосе; m – масса жидкости; g – ускорение вследствие силы тяжести.

Гидростатический напор Hм,x – напор, соответствующий

давлению, указанному на манометре, в наблюдаемой точке x, м. Скоростной напор HU , Hск – высота столба жидкости,

соответствующая кинетической энергии жидкости, наблюдаемой в точке x, м:

где m – масса жидкости; Uх – средняя скорость жидкости в точке x.

Полный напор Ht , x – напор, наблюдаемый в точке x, со-

ответствующий сумме высот гидростатического и скоростного напоров жидкости в этой точке:

кости в точке x; Uх – средняя скорость жидкости в точке x; g – ускорение вследствие силы тяжести.

Полный напор насоса Ht ,2 1 – разница между полным напором на выходе из насоса и полным напором на входе в насос, м:

Ht ,2 1 Ht ,2 Ht,1,

где Ht ,2 – полный напор на выходе из насоса; Ht ,1 – полный напор на входе в насос. Определение напора через давление:

11

2.1. Высота всасывания

Нвс – геометрическая высота всасывания – разность по

вертикали между уровнем оси насоса и уровнем всасываемой жидкости.

ческая энергия, передаваемая жидкости во время прохождения через насос, Вт, кВт.

P Nп g H Q p Q,

U

где ρ – плотность жидкости; g – ускорение вследствие силы тяжести; H – напор жидкости; Q – объемная подача жидкости.

Потребляемая мощность насоса P – мощность, передаваемая насосу его приводным механизмом, Вт, кВт.

2.3. Коэффициент полезного действия (КПД)

КПД насоса – доля полученной выходной мощности PU при данных эксплуатационных условиях в потребляемой мощности насоса P.

P .

U

P

Механический КПД m – доля потребляемой мощности

насоса P, имеющаяся в наличии после исключения механических потерь мощности при данных эксплуатационных условиях.

m мех P PJ ,ab Pa ,

P P

где PJ ,ab – механические потери мощности насоса за счет тре-

ния в подшипниках и уплотнениях вала; Pa – полезная мощность насоса.

12

Гидравлический КПД h , Г – доля потребляемой полезной мощности насоса Pa , равная величине его выходной

мощности PU , за вычетом потерь трения, образующихся вслед-

ствие относительного перемещения поверхностей и потерь от внутренней утечки.

КПД привода mot , пр – доля мощности, потребляемой приводом Pmot , поставленная в качестве потребляемой мощности насоса Pmot ,U :

mot пр PPmot ,U .

mot

3. Основные параметры работы компрессорных машин

3.1. Мощность

Внутренняя мощность – мощность, затрачиваемая в компрессоре на сжатие газа, за вычетом мощности утечек.

Мощность утечек – мощность, теряемая в результате утечек из компрессора.

Механическая мощность – мощность, затрачиваемая на преодоление механического трения.

Мощность компрессора – сумма внутренней мощности, мощности утечек и механической мощности.

Вспомогательная мощность – мощность, затрачиваемая на привод вспомогательных механизмов и дополнительных устройств от вала компрессора.

Мощность на валу – сумма мощности компрессора и вспомогательной мощности.

Изотермная мощность Nиз – мощность изотермического сжатия газа при отсутствии вязкости от начального состояния в компрессоре до конечного давления в компрессоре, подсчитываемая по массовой производительности.

13

Адиабатическая мощность Nад – мощность адиабатического сжатия газа при отсутствии вязкости от начального состояния в компрессоре до конечного давления в компрессоре, подсчитываемая по массовой производительности.

Политропная мощность Nп – мощность политропного сжатия газа при отсутствии вязкости от начального состояния в компрессоре до конечного давления в компрессоре, подсчитываемая по массовой производительности.

3.2. Коэффициент полезного действия (КПД)

Изотермный внутренний КПД – отношение изотермной мощности к внутренней мощности компрессора.

Изотермный КПД – отношение изотермной мощности к мощности на валу.

Политропный КПД – отношение политропной мощности к мощности на валу.

Механический КПД – отношение суммы внутренней мощности и мощности утечек к мощности на валу.

14

1. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ

Насос – машина (механическое устройство), включающая в себя всасывающий и напорный присоединительные патрубки и выступающие части своих валов, предназначенная для создания потока жидкой среды [5].

Центробежные насосы относятся к динамическому виду насосов, в которых приращение энергии жидкости осуществляется под действием сил рабочего органа (центробежные, осевые силы).

1.1. Принципиальное устройство центробежных насосов

Схема работы центробежного насоса приведена на рис. 1.1.1. Перед пуском насос необходимо залить перекачиваемой жидкостью. При работе центробежного насоса перекачиваемая жидкость движется в осевом направлении из всасывающего трубопровода 1 к центральной части рабочего колеса 2, который закреплен на валу 3. Место выхода вала 3 в корпус 4 выполняется с уплотнением 5. В рабочем колесе 2 поток жидкости поворачивается на 90° и симметрично относительно оси вращения растекается по каналам рабочего колеса 2. Каналы для растекания жидкости образованы стенками переднего диска 6, заднего диска 7, рабочими лопастями 8. Энергию от привода насоса жидкости передают рабочие лопасти 8. Статическое давление в жидкости и ее скорость увеличиваются. Из рабочего колеса 2 поток жидкости выходит под некоторым углом к касательной его наружного диаметра. Общее направление движения потока при этом совпадает с направлением вращения рабочего колеса. Далее по спиральному отводу 9 жидкость поступает в конический диффузор 10, где ее кинетическая энергия преобразуется в потенциальную энергию, а гидравлическое давление в гидростатическое. После насоса жидкость попадает в нагнетательный трубопровод 11.

15

Преимущества конструкции центробежных насосов:

–непрерывность подачи;

–высокая производительность;

–простота конструкции;

–компактность;

–не требуются массивные фундаменты;

–возможность работы с загрязненными и агрессивными

жидкостями.

Рис. 1.1.1. Устройство центробежного насоса: 1 – всасывающий трубопровод; 2 – рабочее колесо; 3 – вал; 4 – корпус насоса; 5 – уплотнение; 6 – передний диск рабочего колеса; 7 – задний диск рабочего колеса; 8 – рабочие лопасти; 9 – спиральный отвод;

10 – конический диффузор; 11 – нагнетательный трубопровод

Недостатки конструкции центробежных насосов:

–ограничение по давлению, так как не могут создавать большие давления без усложнения конструкции;

–зависимость давления от производительности, так как бóльшее давление развивается при бóльшей производительности.

16

1.2. Движение жидкости в рабочем колесе насоса. Основное уравнение центробежных машин Эйлера

Во вращающемся рабочем колесе центробежного насоса на частицы жидкости действует центробежная сила, определяемая выражением

где F – центробежная сила; m – масса частиц; ρ – плотность; V – объем частиц; ω – угловая скорость; R – радиус рабочего колеса.

В результате этого в центре колеса падает давление, создается разрежение, а на периферии колеса давление повышается, тем самым создается напор.

Движение жидкости в межлопаточных каналах колеса, вращающегося по часовой стрелке (рис. 1.2.1), можно рассматривать как результат сложения двух движений: переносного (вращение колеса) и относительного (движение относительно колеса).

Вектор абсолютной скорости жидкости в колесе c является суммой векторов окружной скорости u и относительной скорости w (см. рис. 1.2.1). Относительная скорость w направлена по касательной к лопатке, окружная u – по касательной к соответствующей окружности.

Вектора скоростей образуют параллелограмм скоростей, который можно построить для любой точки на лопатке.

Если обозначить индексом 1 величины, которые относятся к входу на лопатку, а индексом 2 – величины, относящиеся к выходу с лопатки; – угол между векторами окружной u и абсолютной скоростей c, то формула для расчета теоретического напора или формула Эйлера будет соответствовать выражению

17

Реальное колесо центробежного насоса обычно имеет Z = 4…8, = 5…10°. В этом случае поток в относительном движении уже не следует строго по направлению лопаток, что проводит к снижению теоретического напора Нт по сравнению с Нт∞:

где k – поправка на коническое число лопаток, k = 0,6…0,8.

Из формы записи выражения (1.2.4) можно сделать вывод, что на величину теоретического напора влияет угол 2

(угол между векторами окружной u и абсолютной v (c) скоростями). Этот угол зависит от угла наклона лопатки 2 .

Из приведенного выше параллелограмма скоростей (см. рис. 1.2.1) следуют выражения для окружной составляющей абсолютной скорости потока на входе и выходе с рабочего колеса:

где c1r c1 sin 1 – радиальная составляющая абсолютной ско-

Итоговое выражение для полного теоретического напо-

ра получено из (1.2.6.) в случае учета только параметров потока на выходе с лопатки:

19

Из приведенного выше параллелограмма скоростей также следует:

20