Лопастные насосы по направлению движения жидкости на выходе из рабочего колеса относительно оси вращения делятся на осевые и центробежные: осевые - поток жидкости движется параллельно оси вращения (рисунок б); Центробежные – жидкость под действием центробежных сил движется в рабочем колесе от центра к периферии, в спиральный отвод и далее в трубопровод. радиальные, в которых поток движется перпендикулярно оси вращения (центробежные насосы, рисунок а); диагональные - поток движется наклонно к оси вращения под произвольным углом (рисунок в). а б в
На вал 9 насажено рабочее колесо 4 с лопатками 5. Корпус насоса 6 включает в себя спиралевидный отвод, заканчивающийся нагнетательным патрубком 2 (часто имеющим вид диффузора); к нему крепится трубопровод 1. К всасывающему патрубку присоединяется всасывающий трубопровод 7 с приемным устройством 8. Отверстие 3 служит для заливки насоса. Одноступенчатый горизонтальный центробежный насос с осевым входом и спиральным отводом.
Рабочее колесо насоса с подводящими и отводящими устройствами называется ступенью насоса. 1. По числу ступеней лопастные насосы бывают одноступенчатые и многоступенчатые. Так, если давление одной ступени Pi, то для многоступенчатого насоса общее давление P= Σ Pi где i =1…n – число ступеней. Таким образом, многоступенчатые насосы применяют для увеличения давления. 2. По числу потоков насосы могут быть одно- и многопоточными. Например, насос с рабочим колесом двустороннего входа жидкости на рисунке является примером двух поточного насоса.
3. По условиям подвода жидкости к рабочему колесу: одностороннего входа двустороннего входа 4. По условиям отвода жидкости от рабочего колеса: Со спиральным отводом; С кольцевым отводом; С направляющим аппаратом
1 – рабочее колесо (РК); 1a – задняя стенка РК; 1в – передняя стенка РК; 2 – всасывающий патрубок; 3 – корпус; 4 – напорный патрубок; 5 – спиральная камера. Корпус насоса может иметь горизонтальный (осевой) разъем, в котором плоскость разъема проходит через ось насоса, или торцевой разъем, в котором плоскость разъема перпендикулярна оси насоса.
Рабочие колеса бывают закрытые (а), открытые (в), с односторонним (а, в) и двусторонним входом жидкости (с) а) в) с) Подводящее устройство, заканчивающееся входным патрубком, предназначено для подвода жидкости во всасывающую область рабочего колеса с наименьшими гидравлическими потерями. Отводящее устройство служит для сбора и отвода жидкости в напорный трубопровод или в следующее рабочее колесо, а также для частичного превращения кинетической энергии в потенциальную (давление) за счет торможения потока в диффузоре.
Различают спиральный, полуспиральный, двухзавитковый и кольцевой отводы, а также направляющий аппарат с лопатками. Спиральный отвод - это постепенно расширяющийся канал, охватывающий рабочее колесо (а). Кольцевой отвод (в) имеет постоянное сечение. Такие отводы применяют главным образом в малых насосах и насосах для перекачки загрязненных жидкостей. В кольцевом отводе гидравлические потери больше, чем в спиральном. Полуспиральный отвод - это кольцевой отвод, переходящий в спиральный. Двухзавитковый отвод состоит из двух спиральных симметрично расположенных каналов и одного канала постоянного сечения. а) в)
Направляющий аппарат устанавливается внутри корпуса насоса и представляет собой два диска, между которыми устанавливаются лопатки 2. Лопатки образуют ряд диффузорных каналов для сбора жидкости, выходящей из рабочего колеса 3. Далее поток жидкости поступает в межлопаточные каналы 4, по которым жидкость направляется на вход в следующее рбоачее колесо или в напорный патрубок. Направляющие аппараты более сложны по устройству, чем спиральные и кольцевые отводы, они увеличивают гидравлические потери, их применяют в многоступенчатых насосов.
Рабочее колесо одностороннего входа представляет собой неуравновешенную систему из-за отсутствия симметрии относительно плоскости, перпендикулярной оси вращения насоса. В результате возникает осевая сила давления Р, направленная в сторону входного отверстия рабочего колеса. Для ориентировочных расчетов можно воспользоваться формулой P 0 = π /4·(D 1 2 -d 2 )· ρ g Н где D 1 =2 R в и d - диаметры входного отверстия колеса и вала; Н – напор насоса
Для уравновешивания осевых сил применяются следующие способы: 1. Установка рабочих колес двустороннего всасывания. 2. Установка рабочих колес с щелевым уплотнением на заднем диске А и разгрузочным отверстием В (см. рисунок). Через разгрузочное отверстие давление передается на плоскость заднего диска, и тем самым снимается избыточное давление на задний диск.
3. Установка саморегулирующего устройства (рисунок) (гидравлической пяты). За последней ступенью многоступенчатого насоса на валу устанавливается диск I. Жидкость после рабочего колеса перетекает из камеры А в камеру В через щелевое уплотнение С, где давление Р2 падает до давления, и отводится во всасывающую полость насоса. Так как давление в камере А выше, чем в камере Б, на диск действует усилие, разгружающее осевую силу, стремящуюся сместить колесо в сторону всасывания, т.е. разгружающая сила зависит от перепада давлений, возрастающего в случае уменьшения зазора под действием осевой силы и наоборот.
4. Уравновешивание осевой силы достигается взаимно-противоположным расположением рабочих колес (рисунок 3.9, а, б), т.к. осевая сила по величине одинакова на всех ступенях.
Теоретические уравнения движения жидкости в межлопаточных каналах динамических гидромашин (лопаточных насосов и гидротурбин) получены Л.Эйлером при следующих двух допущениях: 1. Жидкость идеальная, т.е. гидравлические сопротивления не учитываются. 2. Жидкость движется в виде бесконечного числа элементарных струек, строго повторяющих форму лопаток. Эти допущения облегчают теоретическое исследование движения жидкости в лопаточных системах, но в дальнейшем требуют внесения существенных поправок на основании экспериментальных исследований. Движение каждой частицы жидкости потока в рабочем колесе является сложным, абсолютная скорость, которой складывается из переносной и относительной скоростей. Скорость переносного U движения - это линейная скорость вращательного движения точки рабочего колеса, где в данный момент находится частица жидкости. Эта скорость направлена по касательной к окружности, на которой находится частица. Относительная скорость w – это скорость перемещения частицы относительно лопатки колеса: вектор относительной скорости направлен по касательной к лопатке. Абсолютная скорость c определяется как векторная сумма:
Окружные линейные скорости будут равны: U 1 = ω ·R 1 ; U 2 = ω ·R 2, где ω – скорость вращения колеса; R 1 – радиус входной точки струйки R 2 – наружный радиус рабочего колеса β 1, β 2 - это углы между направлением относительной скорости w и в обратном направлении окружной скорости (- U ). Углы, определяющие форму лопатки рабочего колеса. Углы между направлением абсолютной скорости С и окружной скорости U обозначаются α 1 и α 2
Из уравнения неразрывности потока жидкости, протекающего через рабочее колесо, следует: F 1 ·C 1r = F 2 ·C 2r =Q т = const, где F 1, F 2 – площади поперечного сечения в каналах колеса на входе и выходе с образующей, нормальной к радиальной скорости; C 1 r, C 1r - радиальные составляющие абсолютных скоростей на входе и выходе; F 1 =( π D 1 - δ 1 z)·b 1 ; F 2 =( π D 2 - δ 2 z)·b 2 где D1 и D2 – соответственно диаметры на входе в межлопаточные каналы и выходе из них; δ 1 и δ 2 – ширина лопатки (канала); b 1 и b 2 – толщина лопаток, z - число лопаток. Q T =F ·C r – представляет собой идеальную подачу рабочего колеса центробежного насоса.
Уравнение моментов количества движения: М кр = Q m ·(C 1u R 1 -C 2u R 2 ), где Qm – массовый расход, R1, R2 – внутренний и наружный радиусы колеса, С 1 u, C 2u – проекция вектора абсолютной скорости потока на вектор переносной скорости U С 1 u =C 1 ·cos α 1, C 2u =C 2 ·cos α 2 N г = Q ρ gH T = Q m gH T и N г =М кр · ω т.о. Н Т = (C 1 R 1 ·cos α 1 -C 2 R 2 ·cos α 2 )· ω / g, Если вход жидкости в рабочее колесо насоса радиальный (=90°),то Н Т = C 2 R 2 ·cos α 2 · ω / g = C 2 ·cos α 2 ·U 2 / g
Теоретический напор, приобретаемый жидкостью в каналах рабочего колеса Н Т =Н 2 -Н 1 ; где Н 2 и Н 1 - удельная энергия потока на выходе и входе в рабочее колесо; Согласно уравнению Бернулли: Н 2 = z 2 +P 2 / ρ g+C 2 2 /2g ; Н 1 = z 1 +P 1 / ρ g+C 1 2 /2g → → Н Т = ( z 2 -z 1 ) +(P 2 / ρ g-P 1 / ρ g)+ (C 2 2 /2g-C 1 2 /2g) ( z 2 -z 1 ) - изменение удельной энергии положения (P 2 / ρ g-P 1 / ρ g) - приращение удельной потенциальной энергии (энергии давления) представляет статический напор колеса Н СТ ; (C 2 2 /2g-C 1 2 /2g) - приращение удельной кинетической энергии в абсолютном движении составляет динамический напор колеса Н ДИН ; Таким образом, Н Т =Н СТ +Н ДИН
т.к Н Т = C 2 ·cos α 2 ·U 2 / g (по ф. Эйлера для α 1 =90 º, а C 2 ·cos α 2 = U 2 - С 2 r ·ctg β 2 С 2 r =Q T /F 2, то Н Т = U 2 / g· ( U 2 - Q T ctg β 2 /F 2 ) При β <90°, Н Т ≤ U 2 2 / g, Н T убывает линейно по мере увеличения Q T ; лопатки рабочего колеса отогнуты назад по ходу вращения; при β = 90°, Н Т = U 2 2 / g = const, Н T не зависит от Q T, а лопатки радиальные; при β >90°, Н Т >U 2 2 / g, Н T возрастает линейно по мере увеличения Q T, лопатки загнуты вперед по ходу вращения;
угол β 2 <90°, и β 2 = β 2 min, при этом C 2 =С 1 =С 2 r ; α 2 = 90°. → Н Т = C 2 ·cos α 2 ·U 2 / g =0, Н ДИН = C 2 2 /2g-C 1 2 /2g =0, т.к. С 1 =С 2 ; Следовательно, и Н СТ =0. 2. угол β 2 =90°, ω 2 =С 1 =С 2 r ; Н Т = U 2 2 / g ; Н ДИН = C 2 2 /2g-C 1 2 /2g = U 2 2 /2 g ; → Н СТ = U 2 2 /2 g. 3. угол β 2 > 90°, Н Т = C 2 ·cos α 2 ·U 2 / g= =2U 2 ·U 2 / g= 2U 2 2 / g ; Н ДИН = C 2 2 /2g-C 1 2 /2g = (2 U 2 ) 2 /2 g = 2 U 2 2 / g ; → Н СТ = 0.
С увеличением β 2 возрастает напор Н Т, при этом при углах β 2 >90 доля Н ДИН растет интенсивно, а доля Н СТ падает и при β 2 = β 2 max становится равной нулю; Наибольшая величина Н СТ имеет место при угле β 2 = 90 и равна половине всего напора; Угол β 2 не может быть меньше β 2 min ( α 2 = 90° ), так как при β 2 < β 2 min величина напора Н Т приобретает отрицательное значение C 2 ·cos α 2 <0, C 2 направлена в сторону, обратную вращению колеса, насос переходит в режим работы турбины; Предельное значение угла β 2 max находится из условия C 2 ·cos α 2 =2U 2. Исходя из требований получения максимальной Н СТ целесообразно выбрать углы β 2 min < β 2 < 90 º. В этом случае имеет большую долю статического напора и потери энергии на преобразование кинетической энергии потока в энергию давления в отводящих устройствах будут минимальными. Установлено, что оптимальным является β 2 =15 º÷45º.
В канале A − струйное течение по схеме Эйлера. Элементарные струйки повторяют очертания лопаток и скорости во всех этих элементарных струйках на одинаковых радиусах равны. В канале В − циркуляционное движение при нулевой подаче (выход из межлопаточного канала закрыт). Жидкость в объеме этого канала получает вращательное движение относительно стенок межлопаточного канала в направлении обратном направлению вращения рабочего колеса. В канале С − поле скоростей (эпюра скоростей) в живом сечении межлопаточного канала, полученное в результате сложения скоростей поступательного движения по схеме Эйлера и циркуляционного, вызванного вращением рабочего колеса. Из эпюры скоростей видно, что струйки, идущие около передней поверхности лопатки, имеют меньшие скорости, а струйки, идущие вблизи обратной поверхности лопаток, имеют наибольшие скорости.
Теоретический напор Н Т для рабочего колеса с конечным числом лопаток меньше теоретического напора при бесконечном числе лопаток Н Т ∞. Эта потеря напора учитывается специальной поправкой к П (по формулам Г.Ф. Проскура и К. Пфлейдерера). Н Т = Н Т ∞ /(1- к П ); z – число лопаток; Ψ – коэффициент, зависящий от шероховатости проточной части колеса. Ψ = 0,8…1,0 для насосов с лопаточным направляющим аппаратом; Ψ =1,0…1,3 для насосов со спиральным отводом. Приблизительно к П = Н Т / Н Т ∞ =0,7…0,9
Потребляемая мощность расходуется: N= N П + Δ N Г + Δ N МЕХ + N У, где полезная мощность N П = ρ g Н Q Q – действительная подача насоса, м 3 /с; Н – действительный напор насоса, м. Δ N Г – потери мощности на гидравлические сопротивления при движении через проточную часть насоса. Потери мощности на гидравлические сопротивления оцениваются гидравлическим КПД, определяемый по формуле: η г = N П /( N П + N У ) или η г = Н Т /Н ∞ ( при Q =0) N У – потери мощности на утечки через контактные и щелевые уплотнения устройства для уравновешивания осевого усилия. Потери мощности на утечки оцениваются объемным КПД: η О = Q /( Q + Q У), где Q У – объемные потери жидкости через уплотнения и щели;
Δ N МЕХ – потери мощности на механическое трение в подшипниках, уплотнительных устройствах и дисковые потери, они оцениваются механическим КПД: η МЕХ = ( N- Δ N МЕХ ) / N, Полный КПД насоса представляет собой отношение полезной мощности к мощности на валу насоса и учитывает все виды потерь: η = N П /N = η г η О η МЕХ Полный КПД дает оценку всем потерям мощности. Для современных насосов η = 0,7÷0,9.
