Напорные характеристики объемных и динамических насосов, работа на трубопроводную сеть.

Характеристикой объемного насоса является зависимость между его подачей и напором (или давлением). Из формулы подачи объемных насосов видно, что у насоса с определенными геометрическимим размерами подача не зависит от давления. Значит при заданной частоте вращения подача постоянна и одинакова при всех напорах. Поэтому в системе координат Q-H характеристика H изобразится (при постоянной частоте вращения) прямой линией, почти паралельной оси Н, из-за уменьшения КПД при увеличении напора. Характеристику насоса дополняют кривыми изменения КПД и мощности.

Характеристики объемного роторного насоса в необходимых случаях представляет в виде универсальной характеристики. Подачу насоса регулируют несколькими способами.

Основным способом является регулирование перепускомопределенной ее части во всасывающий трубопровод. На рис. изображены характеристика объемного насоса Н, характеристика трубопровода H_тр, обслуживаемого насосом, и характеристика перепускного трубопровода H_птр, предназначенного для регулирования перепуском. Поскольку основной и перепускной трубопроводы включены параллельно, их общая характеристика изображается кривой H_тр+птр. Режим работы насоса на систему определяется точкой А пересечения графиков Н и H_тр+птр.

Подача насоса в этом режиме распределяется по трубопроводам. Через основной трубопровод с характеристикой H_тр расход меньше подачи на величину Q_птр и равен Q_тр. Величина Q_тр зависит от крутизны характеристики перепускного трубопровода, которая изменяется в зависимости от сопротивления клапана. Этот способ регулирования связан с существенными потерями энергии, так как полезно используется только часть подачи насоса. Потерю энергии при этом способе регулирования учитывают с помощью коэффициента использования подачи k_и. При наличии характеристики КПД устанавливается экономичность работы системы, а с помощью характеристики мощности - изменение режима загрузки двигателя насоса.

Уменьшение подачи объемного насоса возможно также при использовании переливного клапана.

При использовании объемных насосов подачу увеличивают включением в систему двух или нескольких насосов.

Регулирование подачи изменением рабочего объема насосапри постоянной частоте вращения вала является наиболее экономичным способом регулирования, но он требует сложных и, следовательно, дорогостоящих насосов.

При решении эксплуатационных задач необходимо знать, как изменяются напор, мощность, потребляемая насосом, и КПД в зависимости от подачи, т. е. знать характеристики насоса.

Для насосов важной является зависимость между напором и подачей, т. е. напорная характеристика. Из параллелограмма скоростей в точке 2(см. рис. 2.2) можно составить уравнение для углов, дополняющих один другого до 180°:

tg γ₂ = - tg β₂ = c_2r/(u₂ - c_2u)

Решая уравнение относительно c_2u, получим

c_2u = (c_2r/tg β₂) + u₂

После подстановки значения c_2u в уравнение напора

H_t∞ = u₂²/g + u₂c_2r/(g tg β₂)

В последнее выражение вместо радиальной составляющей абсолютной скорости c_2r может быть поставлено ее значение из уравнения сплошности потока

c_2rf₂ = Q_k

где f₂ - πR₂b₂ – поверхность выходного сечения рабочего колеса без учета толщины лопастей, м2.

Таким образом.

H_t∞ = u₂²/g + u₂Q_k/(f₂g tg β₂)

Последнее уравнение, связывающее значения H_t∞ иQ_k между собой, а также с u₂и β₂ рабочего колеса насоса, является уравнением теоретической характеристики центробежного насоса.

У действительного насоса из-за искажения характера потока происходит существенное снижение напора, которое учитывается коэффициентом k_л. Значение k_л лежит в пределах 0,6–0,8, где верхний предел соответствует рабочим колесам с большим числом лопастей и с наиболее плавными лопастями, загнутыми назад. Обычно представляют k_л = 1/(1 + ρ_л).

Таким образом, теоретический напор насоса при конечном числе лопастей H_t = k_лH_t∞.

Иногда k_л называют коэффициентом циркуляции. Следует обратить внимание на то, что коэффициент k_л не характеризует потерянную мощность, а лишь подчеркивает то, что вследствие искажения характера потока у колеса насоса с конечным числом лопастей нельзя в действительном насосе достичь теоретического напора.

Действительный напор, который остается после преодоления внутренних гидравлических потерь в насосе,

H = H_tη_г = k_лH_t∞η_г,

где η_г= H/H_t – гидравлический КПД насоса.

На рис, 2.8 представлены кривые гидравлических потерь h_t и потерь на удар при входе в рабочее колесо и выходе из него h_уд. При расчетном расходе Q_кр потери у входа в рабочее колесо и у входа в отвод равны нулю. При отклонении подачи от расчетной эти потери быстро увеличиваются.

Действительная подача насоса отличается от расхода через рабочее колесо на размер утечек Q = Q_к - q_к. Снижение эффективности насоса из-за утечек определяется объемным КПД η₀ = Q/Q_к. Учет утечек приводит к сдвигу кривой напоров влево на значение q_к. График H(Q) на рис. 2.8 – действительная расчетная напорная характеристика насоса. Она является лишь первым приближением к натурной характеристике насоса, получаемой опытным путем.

На натурной характеристике центробежного насоса (рис. 2.9) изображены зависимости напора H, мощности N, КПД η и допустимой высоты всасывания h_{в доп} от подачи Q.

В центробежном насосе, кроме потерь, которые определяются гидравлическим и объемным коэффициентами η_г и η₀, имеются потери, связанные с механическим трением в сальнике и подшипниках, а также с потерями на трение наружных поверхностей дисков рабочего колеса о жидкость в корпусе насоса. Эти потери учитываются механическим КПД η_м.