Одним из приемов расширения области применения центробежных насосов является изменение их числа оборотов.

Скорость вращения ротора центробежного насоса существенно влияет на его основные показатели: подачу Q, напор Н и мощность на валу насоса N.

При изменении скорости вращения ротора центробежного насоса с n1 до n2 оборотов в минуту подача, напор и мощность на валу изменяются в соответствии с уравнениями:

Эти соотношения называются законом пропорциональности.

Из приведенных уравнений закона пропорциональности следует:

По этим формулам производится пересчет характеристик насоса на новое число оборотов.

Для построения новой характеристики насоса при частоте вращения n2 следует на заданной характеристике насоса Н=f (Q) при частоте вращения n1 взять несколько произвольных точек при различных подачах Q и соответствующих им значений Н. Далее, используя законы пропорциональности, следует вычислить значения расхода Q2 и напора Н2. По новым значениям Q2 и Н2 построить новые точки и через них провести новую характеристику насоса Н=f (Q) при новом числе оборотов n2.

При построении кривой кпд (η-Q) пользуются тем, что кпд насоса при изменении числа оборотов в довольно широких пределах остается практически постоянным. Уменьшение числа оборотов до 50% практически не вызывает изменений кпд насоса.

Определение частоты вращения вала насоса, обеспечивающей подачу заранее обусловленного расхода воды.

Частоту вращения n2, соответствующую нужному расходу Q2 следует находить, используя законы пропорциональности, приведенные выше.

При этом следует знать, что если взять на заданной характеристике насоса Н при частоте вращения n1, то она будет характеризоваться определенными значениями расхода Q1 и напора Н1. Далее, при уменьшении частоты вращения до n2, используя законы пропорциональности, можно получить новые значения координат этой точки. Ее положение будет характеризоваться значениями Q2 и Н2. Если еще уменьшить частоту вращения до n3, то после перерасчета получим новые значения Q3 и Н3, характеризующие точку и т.д.

Если соединить все точки плавной кривой, то получим параболу, выходящую из начала координат. Следовательно, при изменении частоты вращения вала насоса значение напора и подачи насоса будут характеризоваться положением точек, лежащих на параболе, выходящей из начала координат и называемой параболой подобных режимов.

Для определения Q1 и Н1, входящих в соотношения

Так как парабола должна пройти через точку с координатами Q2 и Н2, постоянный коэффициент параболы k может быть найден по формуле:

Н2 берется с характеристики трубопровода при заданном расходе Q2 или вычисляется по формуле:

где Нг – геометрическая высота подъема; S – коэффициент сопротивления трубопровода.

Для построения параболы нужно задаться несколькими произвольными значениями Q. Точка пересечения параболы с характеристикой насоса Н при числе оборотов n1 определяет значения Q1 и H1, и частота вращения определяется, как

Потребная скорость вращения ротора насоса может быть определена аналитически:

для водопроводных центробежных насосов по формуле:

где n1 и nпотр – соответственно нормальное и потребное число оборотов в минуту;

Нг – геометрическая высота подъема;

Q потр – потребная подача;

n и m – соответственно число ниток водовода и число насосов;

а и b – параметры насоса;

S – сопротивление одной нитки водовода;

для фекальных центробежных насосов по формуле.

• плотность (“тяжесть” жидкости)
• давление насыщенных паров (температура кипения)
• температура
• вязкость (“густоту” жидкости)

2. Объем, который необходимо по­дать (расход) 3. Высота всасывания:разница в уровне между насосом и точкой забора жидкости 4. Высота нагнетания: разница в уровне между насосом и наивысшей точкой, в которую пода­ется жидкость 5. Потери давления на всасывании (потери на трение) 6. Потери давления в напорном тру­бопроводе (потери на трение) 7. Конечное избыточное давление 8. Начальное избыточное давление Когда все эти данные известны, мож­но определить режим работы насоса и выбрать его оптимальную модель.

Характеристики жидкости

Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную инфор­мацию о характеристиках той жид­кости, которая должна подаваться потребителю. Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, ис­пользуется такое понятие, как “плот­ность” или “удельный вес”; этот па­раметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая бук­ва “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м 3). Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давле­ния вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже воз­можно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, воз­можно образование пара и возник­новение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрица­тельные последствия для его харак­теристик и способно вызвать серьез­ные повреждения (смотрите главу о кавитации). Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значе­ние этих потерь можно получить у из­готовителя конкретного насоса. Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает. Расход воды Он определяется как объем, кото­рый должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. При­меняемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м 3 /ч) для насосов средней про­изводительности и, наконец, кубоме­тры в секунду (м 3 /с) для самых мощ­ных насосов. Размеры поперечного сечения тру­бопровода определяются объемом, который должен быть подан потре­бителю при данной скорости потока жидкости “v”:

Геодезическая (статическая) высота всасывания

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной по­верхностью жидкости в наиболее низ­ко расположенном резервуаре, изме­ряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).

Статическая высота подачи (статический напор)

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между выпуск­ным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходи­мо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).

Потери давления на всасывании

Это потери на трение между жидкос­тью и стенками трубопровода и за­висят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления воз­растают во второй степени (рис. 4, поз. 1). Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика. Потери давления в напорном трубопроводе Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).

Конечное избыточное давление

Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна пода­ваться жидкость (рис. 5, поз. 1).

Начальное избыточное давление

Это давление на свободной поверх­ности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (бароме­трическое) давление (рис. 5, поз. 2).

Связь между напором и давлением

Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидко­сти и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м 2) или в паска­лях (Па). Поскольку это очень незна­чительная величина, в практику экс­плуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, наз­ванную баром. Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости: Таким образом, высоту столба жид­костей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте во­дяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц изме­рения давления. Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.
Гидравлическая мощность (P hyd) насо­са определяет объем жидкости, пода­ваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с по­мощью следующей формулы:

Пример

Объем в 35 м 3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопро­воде принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах. Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м 3 и значение уско­рения свободного падения 9,81 м/с 2 . Решение: Общий напор (H): Высота всасывания - 4,00 м Потери напора на всасывании - 0,40 м Высота нагнетания - 16,00 м Потери давления в напорном трубопроводе - 1,30 м Конечное давление: - 2 бара*~20,40м Минус 1 атм**~ -9,87 м Общий напор - 32,23 м Гидравлическая мощность определя­ется по формуле: * В данном примере конечное из­быточное давление дано как абсо­лютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолют­ного вакуума. ** Если конечное избыточное давле­ние дано как абсолютное, то началь­ное избыточное давление необходи­мо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жид­кость. Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращаю­щихся лопаток испытывает положи­тельное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преоб­разуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насо­сах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными ло­патками называют “направляющим аппаратом”. Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давле­ния в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному па­трубку, поскольку гидродинамиче­ское давление, создаваемое рабо­чим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.

Рабочие характеристики насоса

На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”. Из нее видно, что максимальное дав­ление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возраста­ет (увеличивается объем перекачи­ваемой жидкости), высота нагнета­ния падает. Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяет­ся изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H 1 насос бу­дет подавать объем Q 1 и аналогично при H 2 - Q 2 .

Эксплуатационная характеристика насоса

Как уже было показано выше, поте­ри напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности тру­бопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кри­вую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопле­ния, текущая высота нагнетания мо­жет не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.
Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.

Рабочая точка

Рабочая точка – это точка пересече­ния графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например измене­ние проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказы­ваются на характеристики гидроси­стемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Анало­гичным образом изменения в насо­се, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабо­чей точки.

Последовательно включенные насосы

Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последо­вательно включенных одноступенча­тых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желатель­но при проверке состояния насоса. Поскольку неработающий насос соз­дает существенное сопротивление, не­обходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14). Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяет­ся суммой значений высоты нагнета­ния каждого отдельного насоса.

Параллельно включенные насосы.

Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля со­стояния насосов или для обеспече­ния эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомога­тельного или резервного оборудо­вания (например, сдвоенные насо­сы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавли­вать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить об­разование противотока через один из неработающих насосов. Этим тре­бованиям в сдвоенных насосах удо­влетворяет переключающий клапан типа заслонки. Для параллельно работающих насо­сов общая подача (рис. 17) опреде­ляется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.

КПД насоса

КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразова­лась в полезную гидравлическую энергию. На КПД влияют:

• форма корпуса насоса;
• форма рабочего колеса и диф­фузора;
• качество шероховатости поверх­ности;
• уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной поло­стями насоса.

Чтобы потребитель имел возмож­ность определить КПД насоса в кон­кретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудова­ния прилагают к диаграммам рабо­чих характеристик насоса диаграм­мы с графиками характеристик КПД (рис. 18).

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют тео­ретическое влияние диаметра ( d ) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Напор пропорционален диаметру во второй степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит напор в 4 раза. Подача пропорциональна диаметру в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит подачу в 8 раза. Потребляемая мощность пропорцио­нальна диаметру в пятой степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит потребляе­мую мощность в 32 раза.

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют теоре­ тическое влияние частоты враще­ ния (n) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Подача пропорциональна частоте вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в два раза по­высит подачу. Напор пропорционален квадрату ча­стоты вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 4 раза по­высит напор. Потребляемая мощность пропорци­ональна частоте вращения в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 8 раз повы­сит потребляемую мощность.

Потребляемая мощность

P 1 : Мощность, потребляемая электро­двигателем из электросети. У электродвигателей, непосредствен­но присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе цир­куляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности ука­зывается на фирменной табличке с тех­ническими данными. P 1 также можно определить по следую­щей формуле: (3-фазные электродвигатели) (1-фазные электродвигатели) где: V = напряжение (В) I = сила тока (A) cos ϕ = коэффициент мощности (-) P 2 : мощность на валу электродвигателя. В случае, когда электродвигатель и на­сос являются отдельными узлами (вклю­чая стандартные и погружные электро­двигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя. P 3 : Мощность, потребляемая насосом Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощ­ности насоса. В случае непосредствен­ного присоединения электродвигателя к валу насосов: P 3 = P 2 . P 4 : Мощность насоса (P hydraulic) Значение мощности насоса определя­ется по формуле:

Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации

Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуа­тации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не со­впадает с теоретической из-за коэф­фициентов запаса прочности, закла­дываемых в гидросистему. Рабочая точка гидросистемы с насо­сом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы, следовательно, подача обыч­но бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы. Такое несоответствие может соз­дать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может воз­никать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии. Вследствие этого возникает необ­ходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из ука­занных ниже способов:

1. Изменение характеристики гид­росистемы путем прикрытия дрос­сельного клапана (дросселирова­ние) (рис. 22).
2. Изменение характеристики насо­са за счет уменьшения наружно­го диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
3. Изменение характеристики на­соса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).

Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана

Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидроси­стеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического на­пора H dyn), делая кривую характери­стики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка сме­щается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25). В результате снижается потребляе­мая мощность, поскольку центробеж­ные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регули­ровании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить спе­циальные расчеты для оценки рен­табельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.

Модификация рабочего колеса

В тех случаях, когда снижение про­изводительности насоса и напо­ра требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра ра­бочего колеса. При этом протачивают по наружно­му диаметру либо все рабочее коле­со, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД на­соса. Снижение КПД обычно бывает бо­лее значительно в тех насосах, кото­рые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра не­значительно. Когда уменьшение наружного диаме­тра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соот­ношениями: На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра D x с помощью диаграммы характе­ристики “H/Q” в линейных координа­тах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Q x , H x) прямой линией, продолжен­ной до пересечения с характеристи­кой имеющегося насоса (Q, H) в точ­ке “s”. После этого новый диаметр (D x) рассчитывается по следующей формуле: Однако эти зависимости недействи­тельны в случае необходимости значительного снижения произво­дительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить заниже­ние рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаме­тра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение D x , рассчитываемое как указывалось выше. После этого на­сос подвергается испытаниям, после которых можно определить оконча­тельный диаметр. В серийном производстве этого мож­но избежать. Имеются графики ра­бочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непо­средственно по которым можно рас­считать значение D x , используя выше­указанные формулы.

Регулирование частоты вращения

Изменение частоты вращения вы­зовет изменения в рабочих харак­теристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми законо­мерностями, указанными ранее:

Кавитация

Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низ­ким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса. Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптималь­ными для данных условий эксплуа­тации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании ги­дросистемы. Вращение рабочего колеса отбрасы­вает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со сторо­ны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопро­вод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Раз­ряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости. Это разряжение ограничено давлени­ем насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка сни­зить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, по­скольку она начнет закипать. В насосе кавитация возникает тог­да, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже дав­ления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в об­ласти высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31). Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, на­столько серьезно, что может отри­цательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса. Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик ма­териала, из которого оно изготовле­но; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавею­щей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна. Потеря в массе различных материалов (при сравнении за основу взят чугун = 1,0): С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуата­ции. Зачастую повреждение остает­ся не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.

Расчеты по устранению опасности кавитации

Кавитационный запас H max насоса, необходимый для устранения опас­ности кавитации, рассчитывается следующим образом: H max: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный , насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный , для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным. H b: Атмосферное давление со сто­роны насоса; это – теоретиче­ски максимальная высота вса­сывания. Это значение H b зависит от плотно­сти жидкости и значения “g” со сто­роны насоса (рис. 32). H fs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присо­единенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.

NPSH: N et P ositive S uction H ead

Этот параметр отражает минималь­ное давление на всасывании, не­обходимое для безаварийной экс­плуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, зна­чение NPSH будет расти с ростом по­дачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкрет­ного насоса. Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости. H v : Этот параметр отражает давле­ние насыщенного пара перека­чиваемой жидкости. Он вклю­чен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. H v также зависит от плотности жидкости: H s : Этот параметр представляет собой запас прочности, кото­рый должен определяться в конкретных условиях в зависи­мости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практи­ке его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выби­рают равным 2 м.

Как избежать кавитации

Данная аргументация основана на приведенной выше формуле: H max = H b - H fs - NPSH - H v - H s и учитывает влияние каждого из чле­нов уравнения. H max : Насос всегда необходимо уста­навливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасыва­ния. Последний способ часто бывает наиболее дешевым ре­шением. Положительное дав­ление на всасывании, созда­ваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживать­ся как можно более высоким. H b : Этот показатель является по­стоянным при перекачивании определенной жидкости в дан­ном месте. H fs : Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов. NPSH : Следует выбирать насос с наи­меньшим потребным NPSH. H v : Этот параметр может снижать­ся при падении температуры жидкости (температуры окру­жающей среды). H s : Устанавливается индивиду­ально. Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насо­са путем частичного закрытия нагне­тательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требу­емое значение NPSH и H fs , следова­тельно возрастет значение H max .

Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации

Многие предпочитают преобразо­вать формулу в функции NPSH сле­дующим образом: Это дает имеющееся значение NPSH available для данной гидросисте­мы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSH required , указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего на­соса. Таким образом, если NPSH available ≥NPSH required кавитации удается избежать. Однако если NPSH available ≤NPSH required то опасность возникновения кавита­ции сохраняется.

Подключение электродвигателя « GRUNDFOS » в соответствии с обозначением на его шильдике

Расшифровка обозначений : “ - “ означает “от - до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами; “ D “ обозначение соединения обмо­ток электродвигателя по схеме «тре­угольник»; “ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда». 1 х 220-230 / 240 V

1. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
2. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.

3 х 220 – 240D / 380 – 415Y V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
2. Двигатель может быть подклю­чен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
3. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».

3 х 380 – 415D V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
2. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».

Тема сегодня достаточно непростая из-за своей изначальной обширности и сложности теории осевого компрессора. По крайней мере для меня она всегда в определенных аспектах была таковой:-). Но исходя из политики сайта постараюсь ее сократить до основных понятий, упростить и втиснуть в одну статью.Что получится, не знаю… Увидим:-)…

При этом… Говоря о таких сложных устройствах, как авиационный газотурбинный двигатель, несмотря на постоянное стремление к простоте рассказа, приходится периодически обращаться к точным техническим наукам. Благо, что такое бывает не часто, не глубоко и обычно хватает школьного курса физики. Прямо, как сейчас:-).

Итак, чуть-чуть теории.

Видеоэндоскоп VJ-Advance фирмы RF System Lab.

Такого рода приборы достаточно совершенны, обладают большим количеством функций и позволяют гарантированно обнаружить и всесторонне оценить любое повреждение в компрессоре практически в любой части его воздушного тракта.

Для того чтобы щуп видеоэндоскопа попал в проточную часть, в корпусе компрессора (обычно между лопатками НА) выполняются отверстия (порты) небольшого диаметра, закрывающиеся герметичными легкосъемными пробками. Ротор компрессора при этом вращается либо вручную (за лопатки) из воздухозаборника, либо с помощью специального приспособления (обычно большие двигатели на пилонах).

Немного о конструкции.

Роторы осевых компрессоров по конструктивному исполнению могут быть трех типов: барабанные, дисковые или диско-барабанные . При выборе типа конструкции учитываются различные параметры: масса, сложность, жесткость в сборе, несущая способность, окружные скорости ротора. Чаще применяются диско-барабанные конструкции. Диски в зависимости от параметров двигателя соединяются между собой и с валом сваркой, болтовыми соединениями, с помощью специальных шлицов.

Схемы конструкции ОК. 1 - барабанного типа, 2 - диско-барабанного типа, 3 - дискового типа.

Пример двигателя с компрессором диско-барабанной конструкции (Rolls-Royce RB.162-86).

На концах ободов диска закреплены лопатки . Способ крепления, типичный для компрессора – так называемый «ласточкин хвост » с индивидуальным гнездом для каждой лопатки. Лопатки также могут набираться в кольцевой паз на ободе диска. Это тоже «ласточкин хвост», но с кольцевыми рабочими поверхностями .

Лопатки ОК с хвостовиками "ласточкин хвост" различной конфигурации.

Гораздо реже применяется способ крепления с замком типа «елочка ». Такой способ чаще применяется для крепления лопаток турбины.

Кроме того длинные лопатки (обычно передних ступеней) для уменьшения нагрузок на перо и устранения лишней вибрации могут закрепляться шарнино в кольцевых пазах обода диска с фиксацией специальными пальцами.

Такие лопатки под действием центробежной силы во ремя работы двигателя радиально ориентируются самостоятельно (двигатель АЛ-21Ф-3). Длинные лопатки передних ступеней для уменьшения вибрационных нагрузок могут иметь специальные сопрягаемые друг с другом бандажные полки (обычно в верхней половине пера лопатки или на нескольких уровнях).

Крепление лопаток осевого компрессора.

Двигатель PW4000 с двумя бандажными полками на вентиляторе.

Однако в современных ТРДД с большой степенью двухконтурности нашли применение широкохордные лопатки (в ступенях вентилятора) без бандажных полок. Это позволяет повысить аэродинамическую эффективность вентилятор (до 6%), увеличить общий расход воздуха и повысить экономичность двигателя (до 4%). Кроме того снижается масса вентилятора и уровень его шума.

Бандажированные лопатки ОК.

Широкохордные лопатки изготавливаются с использованием новейших достижений техники. Используются специальные композитные материалы на основе полимеров (ПКМ), делаются пустотелые лопатки из титановых сплавов с сотовыми заполнителями а также лопатки из неполимерных композитных материалов (например борное волокно в алюминиевой матрице с титановой обшивкой).

Статор компрессора выполняется либо в виде цельных секций, либо собранных из двух половин (верх-низ). Лопатки направляющего аппарата крепятся в наружном корпусе, обычно в объединяющем кольце.

Лопатки вентилятора. Широкохордная и обычная с бандажной полкой.

В зависимости от нагрузок, вибрации и назначения они либо консольные, либо (что чаще) по внутреннему корпусу тоже объединены кольцом с уплотнениями (сотовые или легкоистираемые (например алюмографит – Al 2 O 3 + 8-13% графита)). Встречные уплотнения (обычно гребешковые с лабиринтом) стоят в этом случае на роторе. Это позволяет предотвратить вредные перетекания воздуха на НА.

Материалы компрессора – сплавы алюминиевые, титановые, а также стали.

На некоторых современных двигателях нашли применение рабочие колеса компрессоров, выполненные по технологии “Blisk ” (сокращенно от bladed disk ), иначе еще называемой IBR (integrally bladed rotor). В этом случае рабочие лопатки и само тело диска выполнены как одно целое. Это один узел, чаще всего литой, или сварной и соответствующим образом обработанный.

Крепление лопаток НА осевого компрессора.

Такие конструкции ощутимо прочнее сборных дисков. В них значительно меньше концентраторов напряжений, таких например, которые неизбежно присутствуют при использовании крепления лопаток по принципу «ласточкин хвост». Кроме того масса всей конструкции меньше (до 25%).

Кроме того качество поверхности узла и его обтекаемость гораздо лучше, что способствует уменьшению гидравлических потерь и повышению КПД ступени с таким диском (вплоть до 8%). Есть, правда у «блисков» и существенный недостаток. В случае какого-либо повреждения лопатки замене подлежит весь диск, а это неизбежно влечет за собой разборку двигателя.

Диск с рабочими лопатками, изготовленный по технологии "Blisk".

В такой ситуации акутальным становится наряду с бороскопами использование специального оборудования (напрмер фирмы Richard Wolf GmbH ) для зачистки забоин и местного устранения возникающих дефектов лопаток. Такого рода операции производятся с использованием все тех же смотровых окон, которые имеются практически на всех ступенях современных компрессоров.

Блиски устанавливаются чаще всего в КВД современных ТРДД. Примером может служить двигатель SaM146 .

Можно и без компрессора.

Современный авиационный ГТД вкупе со всеми обеспечивающими его работу системами и узлами очень сложный и тонкий агрегат. Компрессор в этом плане пожалуй на первом месте (может быть делит его с турбиной:-)). Но обойтись без него невозможно.

Чтобы двигатель совершал работу должен быть аппрата для сжатия воздуха. Да к тому же нужно организовать поток в газовоздушном тракте пока двигатель на земле. В этих условиях компрессор авиационного ГТД ничем не отличается от компрессора наземной ГТУ.

Однако стоит самолету подняться в воздух и начать разгон, как условия меняются. Сжатие воздуха происходит ведь не только в компрессоре, но и во входном устройстве, то есть в воздухозаборнике. С ростом скорости оно может достичь и даже превзойти величину сжатия в компрессоре.

На очень больших скоростях (в несколько раз превышающих скорость звука) степень повышения давления достигает оптимального значения (соответствующего максимальным тяговым характеристикам или максимальным характеристикам экономичности). После этого компрессор, как и приводящая его турбина, становятся ненужными.

ТРД и ПВРД в сравнении.

Происходит так называемое «вырождение» компрессора или иначе «вырождение»ТРД , потому что двигатель перестает быть газотурбинным и, оставаясь в классе воздушно-реактивных, он уже должен быть прямоточным воздушно-реактивным двигателем .

Самолет МиГ-25РБ.

ТРДФ Р15Б-300.

Примером двигателя, находящегося, так сказать, на пути к вырождению компрессора является двигатель Р15Б-300 , устанавливавшийся на самолеты МиГ-25 и изначально предназначенный для полетов с большими . Этот двигатель имеет совсем «короткий» компрессор (5 ступеней) со степенью сжатия 4,75. Большая доля сжатия (в особенности на сверхзвуке) происходит в воздухозаборнике МиГ-25.

Однако, это уже темы для других статей.

Спасибо, что дочитали до конца.

До новых встреч.

Фотографии кликабельны .

В конце еще несколько картинок по теме, которые «не влезли» в текст……….

Треугольники скоростей для ступени осевого компрессора.

Гнезда для лопаток вентилятора по принципу "ласточкин хвост" CFM56.

Пример шарнирного крепления лопаток осевого компрессора.

Пустотелая титановая лопатка вентилятора с сотовым заполнителем.

Работа нагнетателя в сети.

Характеристика нагнетателя определяет всю совокупность возможных режимов работы нагнетателя. Но, если нагнетатель подсоединён к сети, то конкретный режим его работы (значения параметров p-Q ) определяется ещё и характеристикой сети. Последняя представляет собой зависимость потерь давления в сети от расхода. Режим работы системы нагнетатель-сеть определяется равенством создаваемого нагнетателем давления (напора) сопротивлению сети.

Потери давления в сети равны суммарным потерям на трение (потери по длине l ) и на местные сопротивления (с коэффициентами  ) во всех её элементах:

Но, поскольку c=Q/F (см. уравнение 2.1*)  p = kQ 2 , (6.1)

где k – некоторая константа для данной сети.

Рассмотрим простейшую вентиляционную сеть, состоящую из одного участка воздуховода постоянного сечения на входе в вентилятор и одного – на выходе (рис. 6.1). Полное давление P п (избыточное ) на входе в систему из атмосферы равно 0 и далее по ходу движения воздуха падает на величину потерь. Это падение давления пропорционально длине воздуховода  p  l , т.е. эпюра полных давлений представляет собой наклонную прямую. Динамическое давление P д постоянно (c=const ). Поэтому эпюра статических давлений P c =P п -P д параллельна эпюре полных давлений.

Рис.6.1 Эпюры давлений в простейшей вентиляционной сети

В вентиляторе полное давление повышается на величину p (давление вентилятора), становится положительным и далее, в связи с наличием потерь падает пропорционально длине. В сечении выхода в атмосферу полное давление равно динамическому, а статическое равно 0.

Из рассмотрения эпюр следует, что давление вентилятора равно потерям давления в воздуховодах плюс динамическое давление на выходе. Впрочем, последнее также может быть отнесено к потерям, поскольку соответствующая кинетическая энергия безвозвратно рассеивается в атмосфере.

Если вентилятор работает на всасывание и выдаёт воздух непосредственно в атмосферу, то на преодоление гидравлических потерь идёт только часть давления – за исключением динамического давления на выходе p д.в. : p c =p-p д.в. .

Это т.н. статическое давление вентилятора и именно оно должно приниматься во внимание при подборе его на данную сеть.

Из формулы 6.1 следует, что для вентиляторов характеристика сети представляет собой квадратичную параболу. Если наложить на неё характеристику вентилятора, то точка пересечения графиков характеристики сети и характеристики вентилятора по давлению (она обычно называется рабочей точкой ) определяет параметры режима работы вентилятора на данную сеть (рис. 6.2).

По иному определяется характеристика сети для работающего на неё насоса . Если применить уравнение Бернулли (2.4) для установки, схема которой показана на рис. 6.3 и предположить, что, как это чаще всего бывает на практике, P I =P II =P а , то напор, который необходимо создать насосу, будет составлять H=H г +  H , т.е. напор насоса идёт не только на преодоление гидравлических потерь ( H ), но и на подъём жидкости на высоту H г . Поскольку гидравлические потери, как и ранее, пропорциональны Q 2 , характеристика сети для насосной установки будет иметь вид:

H=H г + kQ 2 , (H г =z 2 -z 1 ) .

Рис.6.2 Нахождение рабочей точки для Рис. 6.3 Схема насосной установки

вентилятора

Теперь уже эту параболу надо совместить с характеристикой насоса для определения рабочей точки (рис. 6.4).

Рис. 6.4 Нахождение рабочей точки Рис. 6.5 К исследованию устойчивости

для насоса системы нагнетатель-сеть

Следует заметить, что в установках с дымососами возникает ещё и гравитационное давление, связанное с разностью плотностей газа в дымовой трубе и наружного воздуха p е – так называемая самотяга, которая “помогает” вентилятору, и при определении характеристики сети вычитается из потерь в газовом тракте  p = kQ 2 - p е .

Совмещение характеристик сети и нагнетателя позволяет также рассмотреть очень важный вопрос об устойчивости работы системы нагнетатель-сеть.

В системах нагнетатель-сеть могут возникать периодические или случайные изменения режимов работы (препятствия на выходе из сети, колебания скорости вращения двигателя и т.д.).

Если постоянный режим соответствует точке А (рис. 6.5), то в случае увеличения подачи давление нагнетателя уменьшается , а сопротивление сети возростает . Это вызовет торможение потока и возвращение режима в точку А. Здесь тангенс угла наклона характеристики сети больше тангенса угла наклона характеристики нагнетателя. Такая система является устойчивой.

В точе В это условие не соблюдается и режим неустойчив. При таком сочетании форм характеристик нагнетателя и сети снятие возбуждений не приводит к устойчивости режима, и в системе остаются самопроизвольные колебания параметров. Такие автоколебания получили наименование помпаж .

Возникновение этого явления в современных высокоскоростных установках представляет большую опасность с точки зрения усталостного разрушения машин и трубопроводов, и поэтому работа в условиях помпажа недопустима.

Совместная работа нагнетателей

Необходимость в установке нескольких совместно работающих нагнетателей может возникнуть в следующих случаях:

1) Производительность или давление установок в процессе эксплуатации требуют значительных резких изменений.

2) Один нагнетатель не обеспечивает требуемый режим работы, а замена большим невозможна.

3) Требуется повысить надежность эксплуатации установки путем создания определенного резерва (нестопроцентного).

Последовательная работа нагнетателей . При последовательном включении нагнетателей перемещаемый поток сначала проходит через первый нагнетатель (по ходу движения потока), а затем поступает на вход второго и т.д. Обычно в последовательную работу стараются включать не более двух нагнетателей, причём, наиболее оптимальный вариант – включение в работу одинаковых вентиляторов.

Пусть кривая 1 - характеристика первого нагнетателя, а кривая 2 – второго нагнетателя (рис.7.1). Для построения суммарной характеристики установки, состоящей из двух последовательно работающих нагнетателей, необходимо учесть, что в каждый конкретный момент времени подача нагнетателей одинакова Q 1 =Q 2 , а общее давление равно сумме давлений обоих нагнетателей при указанной подаче Р 1,2 =Р 1 +Р 2 .

Эффективность последовательного соединения нагнетателей существенно зависит от формы характеристики сети. Из рис. 7.1 видно, что при пологой характеристике сети (кривая I) выигрыш в подаче очень невелик, или вообще отсутствует. В то же время, при крутой характеристике (кривая II) этот выигрыш существенен.

Рис. 7.1 Характеристики нагнетателей, Рис. 7.2 Характеристики нагнетателей,

работающих последовательно работающих параллельно

При параллельной работе нагнетателей (рис.7.2) через каждый из нагнетателей проходит свой расход. При этом в системе обязательно должен быть хотя бы один участок, по которому проходит общий расход.

Суммарная характеристика установки строится исходя из того, что давление в каждой из ветвей одинаково Р 1 =Р 2 =Р 1,2 . Общая подача установки при работе двух машин равна сумме подач каждого из нагнетателей Q 1,2 =Q 1 +Q 2 . В отличие от случая последовательной работы, в данном случае при крутой характеристике сети II совместная работа нагнетателей явно нецелесообразна.

Если мы проведем горизонтальную прямую через точку пересечения характеристики сети с суммарной характеристикой нагнетателей, то окажется, что она пересечет характеристику нагнетателя 2 в области отрицательных подач, что означает движение жидкости в нем в обратном направлении. Об участке характеристики, проведенном на рис.7.2 левее оси Р пунктиром, говорят, что он находится во втором квадранте. В случае последовательной работы, показанном на рис.7.1, при изменении характеристики сети I в сторону уменьшения сопротивления сети, нагнетатель 2 работает при отрицательном давлении или, иными словами, он оказывает сопротивление, которое приходится преодолевать нагнетателю 1. Соответствующий участок характеристики, проведенный на рис.7.1 пунктиром расположен в IV квадранте.

Необходимость в характеристиках нагнетателей во II и IV квадрантах возникает при проектировании установок для совместной работы и некоторых других, встречающихся на практике случаях.

Случаи нерасчетной характеристики сети.

В практике проектирования и эксплуатации вентиляционных, отопительных и других систем могут возникать случаи, когда реальная характеристика сети отличается от расчетной.

а) сеть рассчитана с излишним запасом по давлению. В этом случае реальная характеристика сети имеет более пологую форму (рис.7.3). Производительность оказывается выше расчетной Q>Q р . Для определения соответствующих значений мощности и к.п.д. надо через рабочую точку (т.е. точку пересечения кривой давления нагнетателя и характеристики сети) провести вертикальную линию до пересечения с кривыми N(Q) и  (Q) . При этом может оказаться, что N>N р и возникает опасность перегрузки двигателя. Это особенно актуально для вентиляторов с загнутыми вперед лопастями, у которых кривая мощности монотонно возрастает. То же происходит в случае повышенной негерметичности сети.

б) сеть рассчитана с недоучетом потерь. Характеристика сети проходит более круто. Производительность становится ниже расчетной, что может оказаться недопустимым с точки зрения выполнения системой основной ее функции, например, обеспечение требуемого воздухообмена.

Рис. 7.3 Случаи нерасчетной характеристики сети

Регулирование работы нагнетателей.

Фактическая производительность нагнетателя может отличаться от расчётной вследствие изменения характеристики сети. В некоторых случаях может возникать необходимость в изменении фактической производительности.

В ряде случаев необходимость изменения производительности возникает в связи с изменениями в технологическом процессе установок, в которые входит нагнетатель. Так, например, при снижении нагрузки котлов необходимо снижать производительность дымососов и дутьевых вентиляторов. Таким образом, нагнетатели должны обладать средствами регулирования производительности.

В принципе, такое регулирование может достигаться:

1) изменением характеристики сети;

2) изменением характеристики нагнетателя;

3) изменением числа совместно (параллельно) работающих машин.

В первом случае применяется изменение сопротивления сети с помощью так называемых дроссельных устройств (« дросселирование »). В насосных установках это обычно задвижки (вентили), в вентиляторных – заслонки, шиберы, дроссели. Как будет показано ниже, это наименее экономичный способ регулирования, но, к сожалению, он наиболее распространён на практике (особенно для насосов) вследствие своей простоты.

В ряде случаев, в зависимости от формы кривой мощности, его применение вообще недопустимо. Речь идёт о нагнетателях, у которых кривая мощности в определённом диапазоне падающая, т.е. . Однако, и в тех случаях, когда, дросселирование также крайне неэкономично.

Рис. 8.1 Регулирование с помощью дросселирования

На рис. 8.1 исходной характеристике I соответствует рабочая точка Р 1 , Q 1 . В результате дросселирования (увеличения сопротивления сети), характеристика сети приобретает форму II, а рабочая точка – координаты Р 2 , Q 2 . При этом давление  Р др =Р 2 -Р 1 теряется в дроссельном устройстве, т.е. для преодоления потерь в сети трубопроводов I используется только давление Р с1 . Поэтому к.п.д. установки (вентилятор + дроссель) будет:

а к.п.д. вентилятора при производительности Q 2 :

Тогда:

Если учесть, что величина  Р др /Р 2 часто превышает 50%, то низкая экономичность рассмотренного способа регулирования становится очевидной.

В противоположность дросселированию наиболее экономичный способ регулирования – изменение скорости вращения рабочего колеса, поскольку, если характеристика сети проходит через начало координат, в этом случае сохраняется подобие треугольников скоростей, и, таким образом, сохраняется значение к.п.д. Если, например, к.п.д. находился в области максимального значения, то он останется столь же высоким и при изменении скорости вращения рабочего колеса нагнетателя (это относится, как уже упоминалось, к автомодельному интервалу числа Re ). При этом, правда, часть энергии теряется в устройствах регулирования самой скорости вращения.

Как правило, в нагнетателях в качестве привода применяются электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором, которые практически вообще не поддаются экономичному регулированию. Однако, существуют такие двигатели с переменным числом пар полюсов – двухскоростные . Именно их и нужно стараться заказывать при необходимости регулирования нагнетателей.

За рубежом для привода насосов и вентиляторов всё шире применяются электроприводы с частотным регулированием с помощью полупроводниковых преобразователей (тиристоры).

Доступным и весьма экономичным способом изменения скорости вращения рабочих колёс нагнетателей является применение сменных шкивов ременной передачи. Это целесообразно при нечастом изменении подачи, например, при сезонном регулировании.

Значительно более экономичным, чем дросселирование, является регулирование изменением характеристики нагнетателя с помощью направляющих аппаратов . Действие направляющих аппаратов заключается в изменении момента количества движения  c 1u r на входе в рабочее колесо. При этом теоретическое давление P т =  c 2u r 2  -  c 1u r 1  уменьшается, если закручивание потока направлено в сторону вращения рабочего колеса (c 1u >0 ). Можно было бы ожидать, что при c 1u <0 (закручивание против вращения колеса) давление будет повышаться, однако, в действительности этого не происходит. Поэтому применяется только «регулирование вниз», т.е. c 1u >0 .

Рис.8.2 Осевой направляющий аппарат Рис.8.3 Упрощённый направляющий аппарат

Как правило, применяются осевые направляющие аппараты (рис.8.2), которые представляют собой систему плоских лопаток, поворачивающихся на осях, проходящих через отверстия в корпусе. Лопатки одновременно поворачиваются на одинаковые углы и, отклоняя поток, создают его закручивание.

Известны упрощённые направляющие аппараты, лопатки которых устанавливаются параллельно друг другу во входных коробках вентиляторов (рис.8.3).

8.1 Подбор вентиляторов

В результате расчета вентиляционной сети определяется режим работы вентилятора (p-Q ), и далее следует подобрать вентилятор, наиболее экономично обеспечивающий этот режим.

Обозначение типов радиальных (центробежных) вентиляторов содержит:

Букву В, что означает «вентилятор»;

Букву Ц, что означает «центробежный» («радиальный»);

Число, равное пятикратной величине коэффициента давления на номинальном режиме;

Число, равное быстроходности вентилятора на номинальном режиме.

Номинальный режим – это режим вентилятора, при котором достигается максимальное значение к.п.д.

В настоящее время изготовляются вентиляторы В.Ц4-75, В.Ц4-76, В.Ц14-46, В.Ц10-28 и др.

Вентиляторы изготовляются в различных конструктивных исполнениях в зависимости от физических свойств перемещаемой среды. Вентиляторы в обычном исполнении – вентиляторы общего назначения – предназначены для перемещения воздуха и других неагрессивных газовых смесей с температурой не выше 80  С, не содержащих пыли и других трёрдых примесей в количестве более 100 мг/м 3 или липких и волокнистых материалов.

Если эти условия не соблюдаются, применяют вентиляторы специального назначения . К ним относятся:

Коррозионностойкие вентиляторы, которые могут перемещать агрессивные газовые смеси;

Искрозащищённые вентиляторы, применяются для перемещения взрывоопасных газовых смесей. Эти вентиляторы комплектуются взрывобезопасными электродвигателями, а корпуса и рабочие колёса таких вентиляторов чаще всего изготавливаются из алюминия;

Пылевые вентиляторы – для перемещения пылегазовоздушных смесей с содержанием твёрдых примесей до 1000 г/м 3 . Проточная часть пылевых вентиляторов выполняется таким образом, чтобы уменьшить абразивный износ деталей вентилятора, а также предотвратить возможность налипания пыли. В их обозначении присутствует буква П («пылевой») – В.ЦП6-45, В.ЦП7-40 и др.

Конструктивные особенности всех перечисленных выше вентиляторов будут изложены далее.

Для вентиляционных систем, требующих небольших давлений при значительных производительностях, целесообразно подбирать не радиальные, а осевые вентиляторы. Для общепромышленной вентиляции наибольшее распространение получили осевые вентиляторы следующих типов – В.О-06-300 и В.О2.3-130.

Вентиляторы каждого типа изготовляются со стандартными диаметрами рабочих колёс, образуя ряд диаметров или ряд типоразмеров. Этот ряд включает: 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600 мм. Вентилятор каждого из этих диаметров принято обозначать «номером» – величиной диаметра, выраженной в дециметрах, т.е. ряд номеров: №№ 2, 2.5, 3.15, 4 и т.д.

Выбор номера вентилятора и скорости вращения начинается по сводным характеристикам (рис.5.3). При этом принимается кривая, ближайшая к точке p-Q , полученной по данным расчёта системы вентиляции. Далее режим работы уточняется, исходя из того, где характеристика сети (по расчётным данным p-Q ) пересечёт принятую кривую сводного графика.

Понятно, что чем ближе соседние значения диаметров рабочих колёс, тем точнее можно подобрать вентилятор для данного задания и обеспечить это задание с наибольшей экономичностью. Поэтому заводы выпускают вентиляторы с промежуточными диаметрами: меньше и больше приведенных выше номинальных значений на 5 или 10%.

Каждая из кривых сводного графика, представленного на рис.5.3, имеет обозначение, которое содержит следующую информацию:

1. Условное обозначение типа вентилятора. Например, для вентиляторов В.Ц4-75 – буква Е.

2. Условное обозначение диаметра рабочего колеса: 090 – при D=0.9D ном ; 095 – при D=0.95D ном ; 100 – при D=D ном и т.д.

3. Порядковый номер рабочей характеристики, соответствующий скорости вращения для данного вентилятора, обозначаемый арабской цифрой.

4. В некоторых случаях данный вентилятор при данной скорости вращения может комплектоваться двигателями разной мощности для разных участков характеристики. Индекс мощности обозначается прописной буквой (а, б и т.д.).

Если, например, условное обозначение характеристики Е3.15.105-1а, то речь идёт о вентиляторе В.Ц4-75 № 3.15 с диаметром рабочего колеса 1.05D ном , со скоростью вращения n=1365 об/мин, с двигателем мощностью 0.25 кВт.

Окончательное решение о выборе вентилятора (с уточнением всех его параметров – подачи, развиваемого давления, к.п.д., мощности) принимается с использованием индивидуальной характеристики данного вентилятора. Параметры двигателей обычно приводятся в прилагаемой к характеристике таблице.

Следует иметь в виду, что вентиляторы рекомендуется использовать при таких фактических значениях к.п.д.:  ф  0.85  макс . Диапазон режимов работы вентилятора, в котором выполняется указанное условие, принято называть рабочим участком характеристики вентилятора.

Сводные и индивидуальные характеристики приводятся для условий работы вентиляторов, соответствующих нормальным атмосферным условиям: барометрическое давление 101.3 кПа (760 мм.рт.ст.), температура 20  С, плотность воздуха 1.2 кг/м 3 .

Для других атмосферных условий следует выполнить пересчёт давления для фактической плотности  по формуле 5.3’. При этом:

где В – фактическое барометрическое давление (мм.рт.ст.); t – температура в  С;  0 =1.2 кг/м 3 .

Конструкция центробежных нагнетателей

КОНСТРУКЦИЯ ВЕНТИЛЯТОРОВ

Радиальные вентиляторы небольших типоразмеров (до № 10) состоят из следующих основных узлов (рис. 9.1): рабочее колесо 1, насаженное на вал электродвигателя 5, корпус 2, входной патрубок 3 и станина 4. У вентиляторов больших номеров рабочее колесо сидит на собственном валу, укреплённом в подшипниках и соединённом с электродвигателем муфтой или ременной передачей (рис. 9.2)

Рис. 9.1 Конструкция радиального вентилятора Рис. 9.2 Конструктивные схемы вентилятор-

Ных установок

Рабочие колёса вентиляторов В.Ц4-75 имеют по 8 загнутых назад листовых лопаток, у вентиляторов В.Ц14-46 - 32 лопатки, загнутые вперёд. Лопатки 1.1 крепятся с одной стороны - к заднему диску 1.2, с другой стороны - к переднему 1.3. Задний диск закреплён на ступице 1.4, сидящей на валу.

Корпус представляет собой сварную конструкцию из листовой стали, состоящую из спиральной обечайки и плоских боковых стенок. Спиральная стенка вычерчивается способом "конструкторского квадрата" (рис. 9.3). Здесь сторона квадрата а равна 1/4 части "раскрытия" корпуса А . Последнее обычно составляет А=0.6D 2 .

Рис. 9.3 Спиральный корпус Рис. 9.4 Пылевой вентилятор В.ЦП-6-45-8

Входной патрубок также изготавливается сваркой из листовой стали и в вентиляторах В.Ц4-75 имеет коническую форму. Станина имеет сварную конструкцию из листовой и угловой стали.

Существует несколько различных схем соединения вентилятора с электродвигателем - это так называемые конструктивные исполнения (рис. 9.2).

В конструктивном исполнении 1 изготавливаются все вентиляторы В.Ц4-75 до № 10 включительно. Большие типоразмеры, начиная с номеров 12,5 – чаще всего в 6-ом исполнении. Вентиляторы В.Ц14-46 - в 1-ом исполнении.

Вентиляторы 5-го и 7-го исполнений - это вентиляторы двухстороннего всасывания, отличающиеся значительно большими подачами, чем вентиляторы других исполнений.

По направлению вращения различают вентиляторы правого вращения (рабочее колесо вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны всасывания) и левого вращения (колесо вращается против часовой стрелки).

Расположение выхлопного патрубка вентилятора определяется положением корпуса . Положение корпуса обозначается величиной угла, отсчитываемого от направления «вертикально вверх» по направлению вращения рабочего колеса (если смотреть на корпус со стороны всасывающего патрубка). Обычные значения 0  , 90  , 180  , 270  ; реже встречаются 45  , 135  , 215  и т.д.

Пылевые вентиляторы, получившие наибольшее распространение, изготавливаются двух типов: ЦП6-45 и ЦП7-40. Вентиляторы ЦП6-45 имеют рабочие колёса с 8-ю плоскими лопатками, расположенными радиально (рис. 9.4). Передний и задний диски отсутствуют. Эти конструктивные особенности связаны с необходимостью предотвращения оседания и налипания пыли на поверхности деталей рабочего колеса.

В конструкции коррозионностойких вентиляторов используются: нержавеющая сталь, титановые сплавы, пластмассы.

В качестве искрозащищенных вентиляторов применяются вентиляторы из алюминиевых сплавов и из разнородных металлов. Последние изготавливаются из обыкновенной углеродистой стали, кроме входного патрубка, часть которого, обращенная к колесу, выполняется из латуни, что исключает искрообразование при задевании деталей вращающегося колеса о неподвижную поверхность патрубка.

Для установки непосредственно на кровлях зданий применяются крышные вентиляторы ; чаще всего они применяются без сети воздуховодов для обеспечения общеобменной вытяжной вентиляции. Схема радиального крышного вентилятора приведена на рис. 9.5, где 1 - рабочее колесо, 2 - двигатель, 3 - корпус.

Рис. 9.5 Крышной радиальный Рис. 9.6 Центробежный насос типа К

вентилятор

КОНСТРУКЦИЯ НАСОСОВ

Наиболее распространённым типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы одностороннего всасывания. На рис. 9.6 показан насос типа К (консольный). Здесь 1 - крышка корпуса, 2 - корпус, 3 - переднее уплотнение. Рабочее колесо 4 сидит на валу 9 и крепится с помощью гайки 5. Узел уплотнения включает набивку сальника 6, которая поджимается крышкой 8, для защиты вала от износа служит втулка 7. Вал 9 установлен в подшипниках качения 11.

В системах теплоснабжения применяются насосы:

1) СЭ – для перегретой воды температурой 120 и 180  .

2) СД – двухстороннего всасывания для перегретой воды с теми же параметрами.

3) Д – с двусторонним подводом потока (двусторонние);

4) К и КМ – консольные одноступенчатые с горизонтальным валом;

5) Кс, КсД, КсВ, КсВД – конденсатные (с температурой до 120  ).

Рабочее колесо представляет собой отливку из чугуна или, в специальных случаях, из бронзы.

Корпус насоса служит для подвода и отвода потока от колеса, преобразования кинетической энергии в потенциальную, а также для объединения всех неподвижных деталей насоса в один общий узел – статор.

Для восприятия радиальных и осевых нагрузок, действующих на ротор, применяются подшипники качения или скольжения.

В местах выхода вала из корпуса устанавливают уплотнения, обычно сальникового типа. Действие сальникового уплотнения заключается в том, что набивка, сжимаемая втулкой, раздаётся в стороны и прижимается к движущейся поверхности вала. Этим достигается уплотнение между вращающимся валом и неподвижным корпусом.

По числу рабочих колёс насосы могут быть одно- и многоступенчатыми. По положению вала - вертикальные и горизонтальные. По назначению – для воды (холодной, горячей, чистой или с примесями), для жидких химических реактивов, вязких жидкостей.

Борьба с осевыми усилиями в центробежных насосах.

Осевые силы возникают в центробежных нагнетателях в результате наличия разных по значению и направлению давлений, действующих на рабочие колёса с передней (обращённой к всасыванию) и задней сторон. Кроме того, осевая сила возникает в результате динамического действия потока, входящего в рабочее колесо. В крупных многоступенчатых центробежных насосах осевые силы могут достигать нескольких десятков тонн.

Один из способов уменьшения осевого усилия состоит в выравнивании давления с обеих сторон рабочего колеса. Этого можно добиться путём высверливания нескольких отверстий в заднем диске рабочего колеса близ ступицы, либо при помощи специальных соединительных трубок , соединяющих область с низким давлением (вход в колесо) и область высокого давления (за рабочим колесом). Недостатком такого способа является снижение объёмного к.п.д. насоса за счёт перетекания части потока через отверстия (или трубки).

Другой способ состоит в использовании разгрузочного диска (гидравлической пяты ).

Наиболее рациональной конструкцией центробежных насосов, в которых осевое давление практически неощутимо, является конструкция насосов двухстороннего всасывания (типа Д). Подвод потока к двусторонним колёсам осуществляется с двух сторон и осевые усилия взаимно компенсируются. Обычно это насосы с горизонтальным разъёмом корпуса, причём выходной патрубок расположен в нижней части, что позволяет проводить ремонт насоса при снятой верхней части корпуса без отсоединения трубопроводов. Кроме того, усилено уплотнение.

Рабочие колёса всех насосов имеют лопатки, загнутые назад .

Аэро-гидродинамика и элементы конструкций осевых нагнетателей.

Для рассмотрения работы осевых нагнетателей используется теория плоских решеток профилей. Если через лопастную систему осевого нагнетателя (рис.10.1) провести цилиндрическое сечение радиусом r и затем развернуть его на плоскость, то получится так называемая плоская решетка профилей. Основные геометрические параметры решетки: t - шаг лопастей, равный расстоянию между сходственными точками соседних профилей (рис.10.2); b - хорда профиля;  - угол установки лопасти. Каждый из профилей характеризуется еще толщиной с , и стрелкой прогиба f . В расчетах используются относительные величины: с=с/b и f=f/b , а также густота решетки  =b/t .

Все относительные размеры получаются путём деления размера на величину хорды лопатки.

Рис. 10.1 Схема осевого нагнетателя Рис. 10.2 Решётка профилей осевого

Нагнетателя

На рис.10.2 также показаны треугольники скоростей на входе и на выходе из решетки профилей: u 1 ; w 1 ; c 1 - соответственно переносная, относительная и абсолютная скорости на входе и u 2 ; w 2 ; c 2 - на выходе, w ср. - средняя геометрическая относительная скорость в решетке: w ср. =(w 1 +w 2 )/2 .

Если провести вокруг профиля замкнутый контур S (рис.10.2) и обозначить через  угол между скоростью w и касательной к контуру, то для определения циркуляции скорости Г необходимо вычислить интеграл (рис.10.3)

Или через тангенцильные составляющие относительной скорости на входе w 1u и на выходе w 2u циркуляция для всей лопаточной системы рабочего колеса:

Г к =(w 2u -w 1u )t .

Но из уравнения Эйлера (3.4), которое в равной мере относится и к центрабежным и к осевым машинам

w 2u -w 1u =р т /  u

поскольку для осевого нагнетателя u 2 =u 1 =u ; w 1u -w 2u =с 2u -с 1u .

Таким образом,

Р т =rГ к u/t .

Или, переходя к безразмерным величинам:

 т =2Г к ,

где  т =Р т /  u 2 /2 ; Г к =Г к /ut .

Расчет величин Г к и теоретических аэродинамических характеристик осевого нагнетателя для заданных геометрических параметров изложен в книге И.В.Брусиловского «Аэродинамический расчёт осевых вентиляторов».

Величина циркуляции позволяет вычислить подъемную силу профиля, т.е. составляющую силы, действующей со стороны потока на профиль по направлению, перпендикулярному к вектору w ср (рис.) с помощью известной теоремы Н.Е.Жуковского:

Р у =  w ср Г

При переходе от теоретического давления P т к p необходмио так же учесть потери давления в элементах проточной части: p=P т -  P .

Потери в проточной части связаны, с одной стороны, с обтеканием лопастной системы (профильные потери), с другой стороны, с трением на цилиндрических поверхностях корпуса и втулки рабочего колеса, а также с перетеканиями жидкости через зазоры между концами лопастей и корпусом (вторичные). При расчёте величина потерь может быть определена по экспериментальным данным, приведенным, например, в упомянутой выше книге И.В.Брусиловского.

В настоящее время выпускаются осевые вентиляторы общепромышленного назначения с листовыми лопатками по двум аэродинамическим схемам: В.06-300 и В.2.3-130.

Рабочее колесо вентилятора В.06-300 состоит из цилиндрической втулки с тремя приваренными листовыми лопатками. Угол лопатки составляет  =22  на среднем радиусе.

В отличие от них вентиляторы В.2.3-130 имеют кроме рабочего колеса выходной спрямляющий аппарат. Рабочее колесо имеет 12 листовых лопаток с углом  =36  .

Ряд типоразмеров этих вентиляторов включает номера от 4 до 10.

3. Вязкость жидкости.

2.3. Основные свойства газов

3. Гидростатика-1

3.1А. Закон Паскаля. Свойство гидростатического давления в точке.

3.2.Основное уравнения гидростатики

3.3. Дифференциальные уравнения равновесия жидкости и их интегрирование для простейшего случая Эйлера.

3.4. Пьезометрическая высота.

3.5. Вакуум.

3.5.1. Измерение вакуума

3.6. Приборы для измерения давления.

3.6.1 Схемы жидкостных манометров.

3.6.7. Манометры с упругим чувствительным элементом.

4. Гидростатика-2

4.2. Точка приложения силы давления.

4.3 Сила давления жидкости на криволинейную стенку.

4.4. Плавание тел.

4.5. Прямолинейное равноускоренное движение сосуда с жидкостью.

4.6. Равномерное вращение сосуда с жидкостью

5. Кинематика и динамика идеальной жидкости-1

5.2. Расход. Уравнение расхода

5.3 Уравнение неразрывности потока.

5.4. Уравнение Бернулли для элементарной струйки идеальной жидкости

5.5.Первая форма уравнения Бернулли

5.6. Вторая форма уравнения Бернулли.

5.7. Третья форма уравнения Бернулли.

5.8. Вывод дифференциальных уравнений движения идеальной жидкости и их интегрирование (уравнений Эйлера).

6. Кинематика и динамика реальной жидкости-2

6.2. Мощность потока

6.3 Коэффициент Кориолиса

6.4 Гидравлические потери.

6.5.Местные потери

6.6. Потери энергии на трение по длине

6.6. Применение уравнения Бернулли в технике

7. Истечение жидкости через отверстия и насадки при постоянном напоре.

8.1. Истечение через отверстия при постоянном напоре.

8.2. Истечение при совершенном сжатии. Скорость истечения реальной жидкости.

Коэффициент скорости при совершенном сжатии

8.3. Коэффициенты:ε, ζ, φ, μ

8.4. Истечение при несовершенном сжатии

8.5. Истечение под уровень

8.5. Истечение через насадки при постоянном напоре.

7. Местные гидравлические сопротивления

9.2. Внезапное расширение трубопровода

9.3. Потери энергии при выходе из трубы в резервуар.

9.3. Постепенное расширение трубы

9.4. Внезапное сужение трубопровода

9.5. Потери энергии при выходе из резервуара в трубу.

9.6. Потери энергии при постепенном сужении трубы - конфузор.

9.7.Поворот трубы

9.8. Коэффициенты местных сопротивлений.

9. Теория ламинарного течения в круглой трубе

10.2. Формула Вейсбаха-Дарси. Коэффициент Бусинеска

10.3. Начальный участок ламинарного течения

10.4. Ламинарное течение в зазоре

10.5. Ламинарное течение в зазоре. Случай подвижных стенок.

10.6. Ламинарное течение в зазоре. Случай концентрических зазоров.

10.7. Особые случаи ламинарного течения. Течение е теплообменом

10.8. Течение при больших перепадах давления.

10.9. Течение с облитерацией.

11. Турбулентное течение

11.2. Основные сведения о турбулентном режиме течения жидкости. Эпюры скоростей. Относительная шероховатость.

11.2. Коэффициент сопротивления трения по длине трубопровода при турбулентном потоке.

11.3 Турбулентное течение в области гидравлически гладких труб.

11.4. Турбулентное течение в области в шероховатых труб. Относительная шероховатость.

11.5 Опыты Никурадзе

11.7. Турбулентное течение в некруглых трубах

11. Гидравлический расчет простых трубопроводов

12.2.Простой трубопровод между двумя резервуарами.

12.3. Простой трубопровод при истечении в атмосферу.

12.4.Сифонный трубопровод. Вакуум на участке трубопровода.

12.5. Использование приблизительных зависимостей при расчете простого трубопровода. Замена местных сопротивлений.

12.6 Определение коэффициентов трения в зависимости от режима течения жидкости.

12.6. Три задачи на расчет простого трубопровода.

12.7 Построение диаграмм напоров в трубопроводе

12. Расчет сложных трубопроводов – 1-я часть.

13.2. Допущения для решения систем уравнений:

13.3. Сложный трубопровод с параллельными ветвями.

13.4. Аналитический метод решения системы уравнений для трубопровода с заданными размерами.

Для трубопровода с заданными размерами.

13.5.1.Методика построения характеристики разветвленного(эквивалентного) участка.

13.5.2. Методика построения характеристики сложного трубопровода

13.6. Трубопроводы с концевой раздачей. Задача о трех резервуарах.

13.6.1.Аналитический метод решения "задачи о трех резервуарах"

13.6.1.1.Пример решения задачи аналитическим методом.

13.6.2. Графический метод решения "задачи о трех резервуарах".

13.7. Трубопроводы с непрерывной раздачей.

13. Работа насосов на сеть.

14. 2. Статический напор установки.

14.3. Потребный напор насосной установки.

14.4. Характеристика насоса.

14.5.Вакуум во всасывающей линии.

14.6. Работа насоса на сеть. Определение рабочей точки.

1. Начало координат q- н располагают на пьезометрическом уровне в приемном (питающем) резервуаре, этот уровень выбирается за начало отсчета напоров.

14.7. Регулирование подачи насоса.

14.7.1. Регулирование подачи методом изменения частоты вращения насоса

14.7.1. Регулирование подачи насосной установки методом дросселирования.

14.9. Регулирование подачи с использованием обводной линии.

14.8. Задачи о работе насоса на сложный (разветвленный) трубопровод.

14.9. Работа параллельных насосов и последовательно соединенных насосов на простой трубопровод.

14.10. Особенности работы на сеть насосов объемного типа.

14. Лопастные насосы.

15.1. Подача, напор и мощность насоса

15.2 Рабочий процесс лопастного насоса

15.3. Баланс энергии в лопастном насосе.

15.4.Характеристика насосной установки. Работа насоса на сеть

15.1. Подача, напор и мощность насоса

Работа насоса характеризуется его подачей, напором, потребляемой мощностью, полезной мощностью, КПД и частотой вращения.

Подачей насоса называется количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени, или расход жидкости через напорный патрубок, обычно обозначается латинской буквойQ.

Напором насоса называется разность энергий веса жидкости в сечении потока в напорном патрубке (после насоса) и во всасывающем патрубке (перед насосом), отнесенная к весу жидкости, т.е. энергия единицы веса жидкости, обычно обозначается латинской буквой Н. Напор насоса равен разности полного напора жидкости после насоса и перед насосом

где индексами "н" и "вс" – обозначены напорная и всасывающая магистраль. Напор выражается в единицах столба перемещаемой жидкости.

Потребляемой мощностью насоса называется энергия, подводимая к насосу от двигателя за единицу времени, обозначаетсяN д .

Полезной мощностью насоса или мощностью, развиваемой насосом, называется энергия, которую сообщает насос всему потоку жидкости в единицу времени, обозначается -Nп.

За единицу времени через насос проходит жидкость весом G ж = ( Qρ )* g . Каждая единица этого веса приобретает энергию в количестве Н ( м).

Эта энергия или полезная мощность насоса равна

N п = QρgH = QP (15.2),

где т.к P = ρgH .

Потребляемая мощность насоса N д больше полезной мощностиN п на величину потерь в насосе. Эти потери мощности оцениваются КПД насоса.

КПД насоса равен отношению полезной мощности насоса к потребляемой насосом мощности двигателя :

η= N п/ N д. (15.3)

Если КПД известен, можно определить потребляемую насосом мощность N д = QρgH / η (15.4)

Величина мощности выражаются в системе СИвваттах, в технической системе единиц в кГм/с.

15.2 Рабочий процесс лопастного насоса

Момент сил сопротивления относительно оси противодействует вращению рабочего колеса, поэтому лопатки профилируют, учитывая величину подачи, частоту вращения, направление движения жидкости.

Преодолевая момент, рабочее колесо совершает работу. Основная часть, подведенная к колесу энергии, передается жидкости, и часть энергии теряется при преодолении сопротивлений.

Если неподвижную систему координат связать с корпусом насоса, а подвижную систему координат с рабочим колесом, то траектория абсолютного движения частиц будет складываться из вращения (переносного движения) рабочего колеса и относительного движения в подвижной системе по лопаткам.

Абсолютная скорость равна векторной сумме переносной скорости U - скорости вращения частицы с рабочим колесом и относительной скоростиW движение по лопатке относительно подвижной системы координат, связанной с вращающимся колесом.

На рис. 15.2 штрих-пунктирной линией изображена траектория частицы от входа и до выхода из насоса в относительном движении – АВ, траектории переносного движения совпадают с окружностями на радиусах колеса, например на радиусах R 1 иR 2 . Траектории частиц в абсолютном движении от входа в насос до выхода – АС.Движение подвижной системы –относительное, в подвижной – переносное.

Параллелограммы скоростей для входа в рабочее колесо и выхода из него:

(15.5)

Сумма относительной скорости W и переносной U даст абсолютную скоростьV .

Параллелограммы скоростей на рис. 15.2 показывают, что момент скорости частицы жидкости на выходе из рабочего колеса больше, чем на входе:

V 2 Cosα 2 R 2 > V 1 Cosα 1 R 1

Следовательно, при прохождении через колесо момент количества движения увеличивается. Возрастание момента количества движения вызвано моментом сил, с которыми рабочее колесо действует на находящуюся в нем жидкость.

Для установившегося движения жидкости разность моментов количества движения жидкости, выходящей из канала и входящей в него за единицу времени, равна моменту внешних сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость.

Момент сил, с которыми рабочее колесо действует на жидкость, равен:

М = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 - V 1 Cosα 1 R 1 ), гдеQ - расход жидкости через рабочее колесо.

Умножим обе части этого уравнения на угловую скорость рабочего колеса ω.

М ω= Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω),

Произведение М ω называется гидравлической мощностью, или работой которую производит рабочее колесо в единицу времени, воздействуя на находящуюся в нем жидкость.

Из уравнения Бернулли известно, что удельная энергия, передаваемая единице веса жидкости, называется напором. В уравнении Бернулли, источником энергии для движения жидкости была разность напоров.

При использовании насоса энергия или напор передается жидкости рабочим колесом насоса.

Теоретическим напором рабочего колеса - Н Т называется удельная энергия, передаваемая единице веса жидкости рабочим колесом насоса.

N =М ω = H Т * Q ρ g

Учитывая, что u 1 = R 1 ω - переносная (окружная) скорость рабочего колеса на входе иu 2 = R 2 ω - скорость рабочего колеса на выходе и что проекции векторов абсолютных скоростей на направление переносной скорости (перпендикулярной к радиусамR1 иR2) равныV u 2 = V 2 Cosα 2 иV u 1 = V 1 Cosα 1 , где V u 2 иV u 1 , получим теоретический напор в виде

H Т * Q ρ g = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω), откуда

(15.6)

Фактический напор насоса
меньше теоретического напора поскольку в нем взяты реальные значения скоростей и давлений.

Лопастные насосы бывают одноступенчатыми и многоступенчатыми. В одноступенчатых насосах жидкость проходит через рабочее колесо однократно (см. рис. 15.1). Напор таких насосов при заданной частоте вращения ограничен. Для повышения напора применяют многоступенчатые насосы, у которых имеется несколько последовательно соединенных рабочих колес, закрепленных на одном валу. Напор насоса повышается пропорционально числу колес.