Главная

Популярная публикация

Научная публикация

Случайная публикация

Обратная связь

ТОР 5 статей:

Методические подходы к анализу финансового состояния предприятия

Проблема периодизации русской литературы ХХ века. Краткая характеристика второй половины ХХ века

Ценовые и неценовые факторы

Характеристика шлифовальных кругов и ее маркировка

Служебные части речи. Предлог. Союз. Частицы

КАТЕГОРИИ:






Теоретические характеристики насосов.




При подборе и эксплуатации насосов необходимо знать зависимости между основными их техническими показателями, которые отражают характеристику насоса.

Характеристика, построенная с помощью аналитических зависимостей, называется теоретической. Она показывает только качественную взаимосвязь, например, между напором и расходом. Для получения характеристик, отражающих количественную зависимость между основными рабочими параметрами, производят испытания реального насоса и только тогда, после обработки полученных результатов, строят рабочие характеристики.

 

Теоретические характеристики. Для получения теоретической характеристики HT-Qт рассматривается работа одноступенчатой машины при следующих допущениях:

1) машина идеальная, т.е. потери в ней отсутствуют;

2) число лопастей бесконечно большое;

3) вход жидкости в рабочее колесо радиальный ( 1=900);

4) машина в этом случае создает напор HT и подает количество жидкости QT.

Используя соотношения из выходного параллелограмма скоростей (рис. 11), имеем C2U=U2-C2R×ctg b2, (44)

Рис. 11. Параллелограмм скоростей

а радиальная скорость на выходе из рабочего колеса насоса

С2R= (45)

Тогда уравнение Эйлера примет вид

HT= =

Окружная скорость U2 может быть представлена как U2=pD2n

HT= (46)

Величины D2 и b2 являются конструктивными элементами рабочего колеса и для данного насоса будут неизменными. Величины HT, QT и n могут изменяться при выбранном угле b2 в весьма широких пределах.

Рассмотрим случай, когда частота вращения n остаётся постоянной, а угол b2 изменяется в пределах от b2 min до b2 max, т.е. составим функциональную зависимость HT=f(QT) при n=const для различных форм лопастей определяемых углом b2.

Обозначим =A; =В.

Тогда уравнение упрощается и принимает вид прямой:

HT=A-ВQT ctgb2 (47)

Таким образом, зависимость теоретического напора Нт от теоретической подачи Qт выражается уравнением первой степени, которое в координатах Qт и Нт графически изображается прямыми линиями; наклон этих прямых зависит от значения углового коэффициента, являющегося функцией угла b2.

Так для угла b2<900 (лопастей, загнутых назад) будем иметь прямую с положительным угловым коэффициентом, так как ctg b2>0. В этом случае с увеличением подачи напор уменьшится (прямая пойдёт вниз). Для угла b2=900 (радиальных лопастей), когда ctg b2=0, напор с изменением подачи не меняется (прямая параллельна оси QT). А когда b2>900(для лопастей, загнутых вперёд) и ctg<0 получаем прямую с отрицательным угловым коэффициентом. Следовательно, с увеличением подачи напор растет (прямая идет вверх). Указанные характеристики изображены на рис. 12.

Рис. 12. Зависимости Qтеор.- Hтеор.для различных выходных углов b2

 

Согласно рис. 12, рабочие колеса с лопатками, загнутыми вперед b2>900, создают значительно больший напор, чем колеса с лопатками, загнутыми назад b2<900, и в этом их основное преимущество. Ввиду этого рабочие колеса центробежных насосов, используемых для нагнетания жидкостей, как правило, изготавливаются с лопатками, загнутыми назад.

При изменении частоты вращения изменяется ордината. Это значит, что пучок прямых переместится вверх (когда n растёт) или вниз (при уменьшении n). Полученная зависимость HTеор-QTеор справедливо для всех лопастных машин (насосов, компрессорных машин, турбин).

Для получения действительной характеристики насоса необходимо внести поправки на гидравлические потери (в проточной части насоса), объемные и механические, а также на конечное число лопаток.

Теоретический напор при конечном числе лопаток HT¢ будет меньше теоретического напора при бесконечном числе лопаток НT. Уменьшение теоретического напора учитывается поправочным коэффициентом k, значение которого меньше 1(прямая a), рис. 13.

Потери сопротивления протеканию жидкости при турбулентном движении практически можно считать пропорциональными квадрату подачи, т.е. hп=SQ2. Графически потери от трения в каналах изображаются квадратичной

параболой с вершиной в начале координат (кривая В). откладывая значения этих потерь вниз от линии а, получим кривую В.

Потери на удар при входе жидкости на лопатки или в направляющий аппарат вызываются резким изменением направления средней скорости.

Для каждого насоса существует оптимальный расход, который соответствует максимальному значению КПД насоса.

Рис. 13

При отклонении подачи QX от расчетной в ту или иную сторону появляются потери на удар, которые возрастают пропорционально квадрату подачи: hуд=S0(QX-QR)2. Графически этому уравнению соответствует параболическая кривая с вершиной в точке безударного входа hуд=0 при Qx=QR (кривая В).

Учитывая утечки воды через зазоры, действительная характеристика Q-H (кривая Г ) несколько сместится влево. К механическим потерям относятся потери на трение дисков колеса о жидкость и потери трения в подшипниках и сальниках. Эти параметры практически не влияют на характеристику насоса.

 






Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском:

vikidalka.ru - 2015-2024 год. Все права принадлежат их авторам! Нарушение авторских прав | Нарушение персональных данных