Потужність характеризується витратою насосом енергії на переміщення рідини

Коефіцієнт корисної дії враховує всі види втрат, пов'язані з перетворенням механічної енергії двигуна в енергію потоку рідини, що рухається. Як джерело механічної енергії для приводу на­сосів частіше за все використовують електродвигуни, рідше – дви­гуни внутрішнього згоряння. Існує багато насосів, які різняться між собою за принципом дії, конструкцією та потужністю. За принципом дії насосі розподіляють на динамічні та об'ємні.

У насосах динамічного принципу дії передача енергії відбу­вається в камері постійного об’єму, що з'єднується з вхідним і вихідним патрубком насоса. В свою чергу вони розподіляються на лопатні насоси й насоси тертя. Об'ємні насоси забезпечують пере­качування рідини робочою камерою, яка періодично змінює свій об'єм за рахунок обертального або зворотно-поступального руху робочого ор­гану.

Найбільш поширені на складах ПММ насоси відцентрові, вихрові, поршневі, шестеренні та ґвинтові.

Відцентрові насоси

Найбільш поширеним насосом на складах ПММ є відцентрові насо­си. Вони характеризуються простотою конструкції та високою надійністю в ро­боті. Насоси добре компануються з електродвигу–нами в один агрегат.

Відцентрові насоси мають великий діапазон подач (від декількох кубічних сантиметрів за хвилину (см³/хв) до 200 – 400 кубічних метрів за годину (м³/год). Напір відцентрових насосів може досягати значення 150 – 200 м. Коефіцієнт корисної дії значних відцентро­вих насосів лежить у межах 0,9–0,92, а для насосів із малою подачею в межах 0,6–0,75.

Насоси у залежно від напору, створюваного ними, розрізняють на високонапірні (напір більш 60 м, средньонапірні – 20–60 м) і низьконапірні (напір менше 20 м).

Відцентровий насос, як правило складається з корпуса 2

(рис. 4.1) із патрубками входу 1, виходу 4 і робочого колеса 3, яке закріплено на валу. Між корпусом і валом встановлене ущільнення.

Рис. 4.1. Схема відцентрового насоса: 1– вхідний патрубок; 2– корпус; 3– робоче колесо; 4– патрубок виходу рідини.

При обертанні робочого колеса з деякою кутовою швидкістю w на окремий елементарний об’єм рідини в міжлопатній частині робочого колеса буде діяти відцентрова сила

F=m w²r,

де m– маса об’єму рідини; r – радіус обертання елементарного об’єму рідини.

Під дією цієї сили рідина почне переміщуватися до периферії робо­чого колеса і потім проникає у вихідний патрубок. Внаслідок нерозривності рідини, міжлопатний проміжок буде заповнюватися рідиною, що над­ходить до центру робочого колеса через вхідний патрубок 2.

Тиск, який створює насос, можна визначити, уклавши рівняння балансу енергії на вході і виході насоса. Відповідно до рівняння Бернуллі енергія на вході в насос може бути визначена фурмулою:

p₁v₁²
E₁ = z₁ + --- + ---- ,

r 2g

де E₁– енергія потоку рідини на вході до насосу; z₁– висота центру перетину вхідного патрубка, м; p₁– тиск на вході до насосу, кг/м²;

v₁ – швидкість руху рідини у вхідному патрубку, м/с r – густина рідини, кг/м³.

Аналогічне рівняння можна скласти і для вихідного перетину на­соса:

p₂ v₂²

E₂ = z₂ + --- + --- .
r2g

Збільшення енергії перекачуваної рідини визначається як різниця енергії рідини на вході і виході з насоса:

p₂– p₁v₂²–v₁²

E₂ – E₁ = z₂ – z₁+ –––––– +–––––––.
r 2g

Для спрощення виразу можна припустити, що z₁=z₂ а v₁=v₂. Тоді

p₂– p₁
E₂ – E₁= ----- ,

r
враховуючи, що p = h r:

E₂ – E₁ = h₂ – h₁= H.

Таким чином, збільшення енергії потоку рідини визначається збільшенням напору на значення у h. Потужність, яка витрачається на переміщення рідини, називається корисною потужністю N_к:

Vr H

N_к= ---- ,
t

де V – об’ємрідини, перекачиваємої насосом запевний час. З огляду на те, що V/t = Q, отримаємо

N_к = Q r H

Енергія, спожита насосом, буде більше корисної потужності за рахунок різноманітного роду втрат. Ці втрати враховуються ко­ефіцієнтом корисної дії h, що являє собою відношення корис­ної потужності N_кдо потужності, спожитої насосом N.

N_к

h= ----.

N

Втрати енергії в насосі можна представити сумою трьох основних видів втрат: гідравлічних, механічних і об'ємних:

h = h_г^. h_м^. h_об,

де h_г– гідравлічний ККД; h_м – механічний ККД; h_об– об'ємний ККД. Для більшості відцентрових насосів h_г =0,8 – 0,96, h_м= 0,9–0,97, h_об=0,95–0,98.

Гідравлічні втрати енергії в насосі складаються з втрат на тертя рідини о різноманітні внутрішні поверхні насоса й утворення вихрових течій, пов'язаних із численними поворотами вектора швидкості потоку в насосі, різкими розширеннями, а також звужен­нями внутрішніх каналів.

Об'ємний ККД (h_об) враховує внутрішнє перетікання рідини че­рез зазори між обертовим робочим колесом і нерухомими деталями корпуса з області високого тиску в околиці низького тиску. Якщо вказані витоки рідини позначити через витрату DQ, то об'ємний ККД насоса можна визначити виразом

Q

h_об= ----- ,

Q+ DQ

де Q – витрата рідини у напірному трубопроводі.

Механічні втрати пов'язані з витратою енергії на тертя вала в підшипниках і ущільненнях, а також тертя робочого колеса о рідину. Загальний ККД сучасних відцентрових насосів дорівнює 0,9 – 0,92 для великих насосів і 0,6 – 0,75 – для насосів малої потужності.

Напір, який утворює насос, і його ККД тісно пов'язані значенням та напрямком швидкостей потоку перекачуємої рідини в міжлопатних каналах робочого колеса (рис. 4.2).

Рис. 4.2. План швидкостей потоку рідини в міжлопаточних каналах відцентрового насоса.

Q

C_r = ------ . (4.1)

2 p r b y

Відносна швидкість спрямована по дотичній до поверхні ло­патки. Радіальну складової абсолютної швидкості можна визначити за умови що потік нерозривний. Уся перекачувана рідина проходить через кільцевий перетин робочого колеса радіусом r і шириною b за винятком площі, що займає тіло лопаток. Цю площу можна обчислити, ввівши коефіцієнт
стиснення перетину тілом лопаток y.

Знаючи значення і напрямок окружної швидкості u і радіальну складову абсолютної швидкості C_r, можна визначити значення і нап­рямок відносної швидкості W. Для цього необхідно побудувати пара­лелограм швидкостей: із кінця вектора C_r провести пряму паралель­но напрямку вектора швидкості u до перетинання з напрямком віднос­ної швидкості W, потім із кінця вектора u пряму, паралельно векто­ру W. Діагональ отриманого паралелограма і буде вектором абсолютної швидкості С_r потокові рідини в міжлопатних каналах робочого ко­леса. Аналітичне вираження значення цих швидкостей можна одержати, якщо відомі кути a і b між отриманими векторами швидкостей:

Q

W = C_r/sin b= --------- ;

2p b r y sin b

Q

C = C_r/sin a = ---------- ,

2p b r y sin a

де y = ( t–s)/t – коефіцієнт стиснення потоку; t = 2pr/z – крок розташування лопатей на околі радіусом r; s – товщина лопаті. Складаний характер руху потоку рідини в міжлопатній частині насоса призводить до того, що при створенні нових високо­потужних насосів доводиться паралельно займатися і розрахунково-теоретичною розробкою конструкції їхньої проточної частини, і прове­денням експериментів, а також використовувати дані, отримані в процесі експлуатації аналогічних насосів.

Теоретичний напір, утворюваний насосом, визначається рівнянням Єйлера:

H_т = (u²C₂cos a₂ – u₁C₁cosa₁)/g

З цього рівняння зрозуміло, що найбільший теоретичний тиск ут­ворюється при a₁ = 90⁰, тобто коли cos a₁ = 0⁰. Тому кривизна лопаток на вході до колеса береться такою, щоб a₁= 90⁰, тоді

H_т = u₂C₂cos a₂/g (4.2)

У сучасних насосах кут a₂= 8⁰.. 15⁰ (іноді a₂= 20⁰) вибирається з умови найвищого ККД насоса, а кут b₁ = 15⁰ - 25⁰, що створює умови для безударного входу рідини на лопатку робочого колеса. Швидкість C₁ може мати значення 2 – 4 м/с, при частоті обертання робочого колеса 960 – 2950 об/хв.

Тиск, утворюваний насосом, відрізняється від теоретичного на значення у гідравлічних втрат енергії всередині насосу.

У відцентрових насосах можуть застосовуватися лопатки трьох типів за кривизною щодо напрямку обертів робочого колеса:

загнуті назад (рис. 4.3а);

ті, що закінчуються радіально (рис. 4.3б );

Рис. 4.3. Форми лопаток робочих коліс

Для з'ясовування впливу кривизни лопаток на значення теоретич­ного напору роздивимося паралелограм швидкостей на

рис. 4.2.

U₂ = C₂ cos a₂+ Cr₂ ctg b₂,

тоді

С₂ cos a₂ = U₂ – Cr₂ctg b₂ ,

де Cr₂ – радіальна складової абсолютної швидкості рідини на ви­ході з міжлопатної частини колеса.

Підставляючи цей вираз в рівність (4.2), отримаємо

H_т = U₂ (U₂ – Cr₂ctg b₂)/g (4.3)

Застосовуючи цей вираз до лопаток різних форм, одержи­мо:

для лопаток, загнутих назад:

b₂< 90^о, ctg b₂> 0 ;

для ло­паток, що радіально закінчуються:

b₂ <90о, ctg b2 = 0;

для ло­паток, загнутих уперед:

b₂> 90^о, ctg b₂< 0.

Робочі колеса, в яких лопатки відігнуті вперед, створюють найбільший теоретичний тиск за рахунок більш високої швидкості на виході з колеса. Проте велика швидкість призводить і до підвищення опору, що суттєво позначається на дійсному тиску, який створює насос.

Залежність тиску, утворюваного насосом від прокачування, нази­вається характеристикою насоса. Теоретичну характеристику H = f(Q) можна визначити аналітично.

Підставивши вираз (4.1) у рівняння (4.3), одержимо формулу для теоретичного напору, де буде показана його залежність від витрати:

(4.4)

Цей вираз можна записати і в такому вигляді:

H_т = A–B ,

U₂ctg b₂
де A=U₂²/g , а B = --------- ,

pD₂b₂y₂g

де U₂, b₂, D₂, b₂, y₂ є постійними для цього насоса, при нез­мінній частоті обертання робочого колеса.

Отримане вираження являє собою рівняння прямої лінії, яка називається теоретичною характеристикою насоса.

На рис. 4.4 показані теоретичні характеристики насосів, що ма­ють різні види лопаток.

З формули (4.4) випливає що:

при Q=0 H_т = U₂²/g зі збільшенням прокачування в робочому колесі з лопатками відігнутими вперед ctg b₂< 0 теоретичний тиск зростає;

для робочого колеса з радіальними лопатками ctgb₂ = 0 теоре­тичний тиск залишається постійним і визначається формулою H_т = U₂²/ g;

для відігнутих назад лопаток ctgb₂>0 і теоретичний напір, утворюваний робочим колесом, із збільшенням прокачування падає.

Рис. 4.4. Характеристики насосів с різними формами робочих коліс

1– робоче колесо з лопатами, відігнутими назад; 2– робоче колесо з радіальними лопатками; 3– робоче колесо з лопатками, відігнутими вперед.

Найбільший теоретичний напір, утворюваний насосом, у робочому колесі з лопатками, загнутими вперед. Дійсний напір, утворюваний насосом, одержують експериментально, при цьому визначають корисну і затрачену потужність, розраховують коефіцієнт корисної дії насосу і визначають оптимальний режим роботи, тобто Q і H при максима­льному ККД.

Подача, тиск і спожита потужність при роботі насоса залежать від частоти обертання робочого колеса і характеризуються такими спів­відношеннями:

(4.5)

Ці співвідношення називають формулами геометричної і кінемати­чної подоби відцентрових насосів і справедливі, якщо частота обертання і діаметр робочого колеса не змінюються більш, ніж на 20 %.

Відцентрові насоси розподіляють на тихохідні, нормальні та швидкохідні. Критерієм оцінки може бути так званий коефіцієнт швидкохідності (n_s), що погоджує між собою такі основні параметри насоса, як подачу Q, напір і частоту обертання n.

Під коефіцієнтом швидкохідності розуміють частоту обертання n_s насоса, який при роботі створює на виході напір H_s, що дорівнює одному метру, і роз­виває корисну потужність N=0,736 кВт (тобто 1 к.с.), що відповідає подачі Q_s = 0,075 м³/с при найбільшому значенні ККД насоса. Значення коефіцієнта швидкохідності можна одержати, вико­ристовуючи рівняння для однотипних насосів із робочими колесами різноманітних діаметрів D, що працюють із різноманітною частотою обертання. Для цієї мети використовуємо формули (4.5):

.

Виключимо з цих виразів D. Для цього перше рівняння возведемо у квадрат, друге в куб і потім поділимо рівняння одне на одне:

.

Тоді
. (4.6)

Підставимо в рівняння (4.6) значення H_s = 1 м, Q_s= 0,075 м³ , і отримаємо:

. (4.7)
Аналіз формули (4.7) показує, що зі збільшенням напору ко­ефіцієнт швидкохідності насоса зменшується, збільшення ж подачі,

навпаки, збільшує значення коефіцієнта n_s. Залежно від зна­чення коефіцієнта швидкохідності насоси поділяються на ти­хохідні (n_s = 150–300), нормальні (n_s=80–150) і швидкохідні (n_s=150–300). Тихохідні відцентрові насоси мають найбільше відношення діаметрів D₂/D₀ (табл. 4.1), тому забезпечують малу подачу, але розвивають великий напір.

Таблиця 4.1

Класифікація насосів за значенням і коефіцієнта швидкохідності

Колеса великої швидко­хідності забезпечують великі подачі та створюють малі напори. Для визначення коефіцієнта швидкохід–ності багатоступеневого насоса у формулу (4.7) слід підставити значення напору, що припадає на одне робоче колесо. Для насосів з двостороннім підведенням рідини у формулу (4.7) замість Q підставляють Q/2.

4.1.1. Підбирання насоса до магістралі

Для підбирання насоса до магістралі необхідно знати гідравлічну характеристику магістралі і характеристику насоса. Таке підбирання насоса здійснюється графічним шляхом. Для цього спочатку будують характеристику гідравлічної магістралі, використовуючи залежність втрат тиску в магістралі від прокачування рідини, тобто Q=f(H). На цю залежність накладають характеристику насоса.

На рис. 4.5 наведена характеристика відцентрового насоса

(крива 1) і гідравлічна характеристика магістралі (крива 2). Точка перетину цих кривих В – граничні можливості насоса в цій магістралі. Експлуатаційний режим вибирають з умови роботи насоса при мак­симальному ККД.

Рис. 4.5. Сполучені характеристики насоса (крива 1), трубопро­водові (крива 2) і ККД (крива 3)

У зв'язку з цим, на цей самий графік накладають криву залежності ККД насоса від прокачування (крива 3). Діапазон прока­чування від Q₁ до Q₂ називають робочою частиною характеристики на­соса, тому що він відповідає максимальним значенням ККД.

Різниця між дійсним напором при розрахунковому прокачуванні Q_p і потрібним напором для подолання гідравлічного опору магістралі DH в реальній ситуації повинна бути якнайменшою. У гра­ничному випадку криві 1 і 2 перетинатися в точці В.

При цьому насос розвиває такий тиск, який дорівнює гідравлічному опору магістралі при найвищому ККД насоса. Для того, щоб максимально наблизитися до такої ситуації, необхідно або змінити гідравлічну характеристику магістралі, або змінити ха­рактеристику насоса.

Зміну характеристики трубопровідної магістралі можна одержати за рахунок встановлення засувки в усмоктувальній магістралі на ділянці трубопроводу, що нагнітає, встановленням перепускної лінії з на­порної ділянки в усмоктувальну лінію із встановленням засувки на ній, а також зміною діаметра трубопроводу.

Перекриваючи засувку на усмоктувальній або напорній лініях, можна зменшувати подачу насоса. Проте встановлення засувки в усмоктувальній лінії насоса вкрай небажане, оскільки це може призвести до порушення режиму роботи насоса через можливість виникнення кавітації.

У реальній ситуації слід підбирати такий насос, в якому тиск при необхідному прокачуванні був би на 10–15 % більше тиску, необхідного для подолання гідравлічного опору магістралі.

Збільшення крутизни гідравлічної характеристики трубопровідної магістралі можна досягти і зменшуючи діаметр трубопроводу.

Змінити характеристику насоса для оптимального його сполу­чення з наявною магістраллю можна шляхом зміни частоти обертів та діаметра робочого колеса.

Зміна частоти обертів робочого колеса зумовлює зміну по­дачі та напору, утворюваного насосом, у таких співвідношеннях:

Цей спосіб регулювання є найбільш економічним. Проте здійснення його на практиці ускладнене у зв'язку з тим, що з’являється потреба використання двигунів зі змінною частотою обертів або устаткування, що дозволяє змінювати частоту обертів робочого колеса насоса без зміни частоти обертів вала двигуна.

Найбільш поширеними приводами насосів на складах ПММ є три­фазні синхронні електродвигуни, що мають постійну, цілком визначену частоту обертів валу – 720, 960, 1450, 2900 об/хв.

Змінювати частоту обертів вихідного вала можуть деякі елект­родвигуни постійного струму, газові турбіни і двигуни внутрішнього згоряння. Для зміни частоти обертів робочого колеса насоса можуна так саме застосовувати, гідравлічні й електромагнітні муф­ти.

Слід також пам'ятати, що експлуатація насоса з підвищеною час­тотою обертів може призвести до механічної руйнації його опор або інших частин. Тому при необхідності експлуатації насоса з підвище­ною частотою обертання робочого колеса потрібне узгодження із заво­дом-виготовлювачем. У деяких випадках, коли потрібна зміна робочих характеристик насоса в невеликих межах, можна змінювати діаметр робочого колеса. Найпростійший спсіб зменьшити діаметр – об­точити (обрізати) робоче колесо, (деякі заводи-виготовлювачі комплектують насоси колесами різного діаметра). При цьому розрахунок робочих характеристик насосів здійснюють за наступними формулами:

Зробивши деякі перетворення, одержимо:

Отже, режими, що задовольняють цім рівнянням, розташовуються у полі графіка H = f (Q) у виді гілок парабол, що мають вершини на початку координат. На рис. 4.6 лінії 3 і 4 є гілками двох парабол, збудованих для двох робочих точок А і Б, що відповіда­ють максимальним значенням ККД насоса.

Рис. 4.6. Робоча характеристика насоса при обрізанні робочого колеса: 1 –характеристика насоса з вихідним робочим колесом; 2 –харак-еристика насоса з обрізаним робочим колесом; 3,4 –криві рівного ККД

Экономічна експлуатація насоса можлива тільки в області висо­ких ККД, оскільки обрізання робочого колеса зменшує ККД насоса. Заштрихована зона на рис. 4.6 між точками АВСD – робоче поле характеристики насоса, яке відповідає максимальним значенням ККД. Ниж­че наведені рекомендовані межі обрізання колес залежно від ко­ефіцієнта швидкохідності:

Коефіцієнт швидкохідності

насоса, n_s 60–120 120 –200 200–300

Припустимі межі

обрізання робочого колеса, % 20–15 15–11 11–7

Це поле для більшості насосів подається заводами-виготовлювачами в інструкціях і паспортах насосів, виготовлених ними. Робочі поля характеристик широко поширених відцентрових насосів для перекачування нафтопродуктів наведені в [16].

4.1.2. Паралельне та послідовне з'єднання насосів

У деяких випадках виникає необхідність спільної роботи двох або декількох насосів. Вони можуть бути сполучені паралельно або послідовно. При проектуванні сумісно працюючих насосів на магістраль необхідно мати їхню робочу характеристику. Зазвичаєм її виконують графо – аналітичним способом. На рис. 4.7 зображена харак­теристика трубопровідної магістралі (крива 4) і характеристика Н=f(Q) одного з трьох однакових насосів, залучених паралельно до магістралі (крива 1). Для одержання спільної характеристики робо­ти насосів складають абсциси точок кривої напору Н=f(Q), взятих при одній ординаті (напору). Так, для перебування точки 3 сумар­ної характеристики двох сумісно працюючих насосів відрізок АВ не­обхідно подвоїти, а для одержання точки D сумарної характеристики трьох паралельно працюючих насосів відрізок АВ необхідно потроїти. Аналогічно знаходяться й інші точки для побудови

кривої 3.

Рис. 4.7. Характеристика паралельно працюючих трьох однотип­них насосів: 1– характеристика одного насоса; 2– сумарна характе­ристика двох одночасно працюючих насосів; 3– сумарна характерис­тика трьох одночасно працюючих насосів; 4– характеристика тру­бопровідної магістралі.

Через отримані точки проводять лінію, що є характеристикою двох паралельно з'єднаних насосів (крива 2) і трьох насосів –

(крива 3). Точки перетинання характеристики трубопровідної магістралі з характеристикою спільно працюючих насосів (точка D) визначають граничні можливості такого з'єднання.

Сумарна подача насосів, що працюють паралельно в загальній сис­темі, менше суми подач цих самих насосів при їхній окремій роботі че­рез те, що при одночасній роботі трьох насосів зростає подача рідини, отже, зростають втрати напору.

Відцентрові насоси підключати паралельно в загальну магістраль можна лише тоді, коли їхні напори не занадто відрізняються один від одного, тому що може виникнути ситуація, коли рідина з на­соса з великим напором буде надходити в усмоктувальну магістраль іншого насоса і замість очікуваного збільшення подачі отримаємо її поменшеня.

Якщо напір, який розвиває один насос, є недостатнім для подолан­ня заданого опору або не забезпечується розрахункова подача ріди­ни при заданій характеристиці системи, використовують послідовне з'єднання насосів. При цьому нагнетальна магістраль одного насо­са з'єднується з усмоктувальною магістраллю іншого. Як звичай таке з'єднання використовують у випадках перека–чування рідин на великі відстані.

Робоча характеристика двох послідовно сполучених відцентрових насосів показана на рис. 4.8. Їхня сумарна харак–теристика 3 утво­рюється шляхом додавання ординат робочих характеристик окремих з насосів при одній і тій самий подачі. Перетинання отриманої кривої із гідравлічною характеристикою магістралі визначає робочу точку А, тобто граничні можливості спільно працюючих насосів на задану тру­бопровідну магістраль. При побудові спільних характеристик послідовно працюючих насосів і трубопроводів однієї магістралі не­обхідно враховувати витрати напору на ділянці між насосами.

Рис. 4.8. Характеристика двох, послідовно працюючих насосів: 1–характеристика першого насоса; 2– характеристика другого насоса; 3–сумарна характеристика одночасно працюючих насосів; 4– характе­ристика трубопровідної магістралі

4.1.3. Кавітація в насосах

Будь–який працюючий насос, у тому числі й відцентровий, створює розря­дження в усмоктувальній магістралі і тому спроможний усмоктувати рідину на обмежену висоту.

Для визначення максимальної висоти всмоктування насоса складе­мо рівняння Бернуллі для двох перетинів (рис. 4.9): на рівні вільної поверхні рідини (І–І) і на вході до насоса (ІІ–ІІ):

де: v₁– швидкість прямування рівня вільної поверхні рідини; Н_вс–геометрична висота всмоктування; p_вс та v₁– абсолютний тиск і швидкість в усмоктувальному патрубку насоса; h – витрати напору в

усмоктувальній магістралі на шляху від рівня вільної поверхні рідині до насосу.

Рис. 4.9. Розрахункова схема встановлення насоса

Через малу швидкість v₁ значенням швидкісного напору можна знехтувати. Тоді геометрична висота всмоктування

. (4.8)

Рівняння (4.8) показує, що геометрична висота всмоктування бу­де тим більшою, чим більше розрядження р_вс створює насос, та чим менше гідравлічний опір у всмоктувальній лінії і швидкість потоку.

Максимальної висоти всмоктування теоретично можна досягти при повному вакуумі у всмоктувальному патрубку насоса (p_вс=0) і при відсутності гідравлічних витрат напору (h_г= 0), що може бути при v₀= 0. (Для пального ТС–1 при атмосферному тиску p_а = 0,0981 МПа і r=78О кг/м³, t =20 ^oС гранична висота всмоктування H_вс =12,8 м). У реальній ситуації підняти рідину на таку висоту неможливо через наявність гідравлічного тертя в усмоктувальному трубопроводі і кипіння рідини, що настає при p_вс p_t, де р_t – тиск насиче­них парів, тобто то є найбільший тиск парів, що знаходять-ся над рідиною, що виникає в закритій посудині при цій темпера–турі.

Залежність тиску насичених парів деяких сортів пального від тем­ператури наведена у таблиці 4.2.

Таблиця 4.2

Тиск насичених парів деяких сортів пального

Температура,оС
ТС–1, кПа	4,15	5,33	7,60	11,46	18,65	30,80
Т–1, кПа	3,33	4,26	5,8	8,0	11,82	21,2
Бензін, кПа	6,6	10,9	32,1	-	-	-

Якщо тиск в усмоктувальній магістралі насоса стає менше тиску насичених парів рідини (р_вс< р_t), починають утворюватися бульбашки, наповнені парами рідини й газами, що виділяються з рідини. При цьому вони порушують суцільність потоку. Потрапляючи до області підвищеного тиску, вони руйнуються (захлопуються) із великою швидкістю (протягом декількох мілісекунд). У цьому разі відбувається місцеве різке підвищення тиску до декількох десятків мегапаскалів і температур до 300 – 400^оС. Процес утворення та руйнації бульбашок називають кавітациєю. Вона призводить до зменшення подачі насоса, виникнення пульсації тиску, вібрації насоса та підвищення гідравлічного тертя. У місцях руйнації бульбашок на поверхнях де­талей виникає ерозійний знос, що швидко виводить деталі насоса з ладу. Частіше за все ерозія спостерігається на лопатках і зовнішній поверхні робочого колеса, а також у корпусі спірального відведення рідини. Вплив кавітації на прискорений знос деталей насоса посилюється через наявність в рідині забруднень, а вони в свою чергу сприяють більш ранній появі кавітації. Кавітація супро­воджується підвищеним шумом і вібрацією насоса. На початок кавітації впливає повітря, що міститься в рідині. Чим більше розчиненого і нерозчиненого (у вигляді маленьких бульбашок) повітря в рідині, тим раніше (тобто при підвищеному тиску в усмоктувальній порожнині насоса) настає кавітація.

Для гарантії безкавітаційної роботи насоса, тиск рідини в його усмоктувальній магістралі повинно бути більше тиску насичених парів на деяку значення, яку прийнято називати потрібним кавіта­ційним запасом Dр_кав. Безкавітаційна робота насоса забезпечується умовою:

.

Кавітаційний запас залежить від конструкції насоса, режиму його роботи, ступеня насиченості пального повітрям, чисто­ти рідини й температури. Через те, що вплив перерахованих чин­ників не піддається точному обліку, кавітаційний запас тиску визначають експериментальним шляхом і вказують у паспорті на насос.

4.1.4. Конструкція відцентрових насосів

Промисловість випускає відцентрові насоси різних мо­дифікацій із різноманітними характеристиками і для різноманітних цілей.

Залежно від кількості робочих коліс розрізняють одно–­, дво– та багатоступеневі насоси. Найбільше поширення набули одноступеневі насоси з осьовим, одно– або двостороннім підведенням рідини. На рис. 4.10. зображений горизонталь­ний відцентровий насос, що має одне робоче колесо.

Рис. 4.10. Конструкція відцентрового насоса типу НК:

1– робоче колесо; 2– всмокуючий патрубок; 3– корпус насосу; 4– сальни-кова набивка; 5– шарикопідшипник; 6– опорна стійка; 7– муфта

Через те, що робоче колесо 1 відцентрового насоса закріплено на кінці вала, насос називають консольним. До конструкції насоса так саме входять корпус 3, сальник 4 із кришкою, підшипники 5, муфта 7. Робоче колесо оснащене кільцевим ущільнен­ням, що сприяє зменшенню внутрішніх перетіканнь рідини і підвищенню об'ємного ККД. Для запобігання витокам рідини крізь за­зор між корпусом і валом існує сальникове ущільнення 4. Радіальне й осьове зусилля, що діють на робоче колесо насоса, сприй­мають шарикопідшипники 5. Змащування підшипників здійснюється маслом, залитим у корпус опорної стійки.

Насоси з двостороннім підведенням рідини до робочого колеса, завдяки симетрії потоку дозволяють зрівноважити осьові зусилля, які виникають на робочому колесі, і мають більш високі подачі.

Двоступеневі насоси спроможні працювати як у паралельному, так і в послідовному режимах. Зміна режиму роботи, як правило, здійснюється поворотом спеціальної рукоятки. При паралельному ре­жимі роботи обох ступенів сумарна подача насоса дорівнює сумі по­дач кожної секції, а при послідовному ввімкненіні сумуються їхні на­пори.

Маркування насосів складається з літер і цифр. Літери озна­чають тип насоса К– консольний із горизонтальним валом і окремою стійкою; КМ– консольний моноблоковий, тобто насос, в якого корпус закріплений на електродвигуні; Д, НД із двостороннім підведенням рідини; МС– многоступеневий секційний; В– з верті–кальним валом; О – осьовий.

Перша група цифр перед літерами в позначенні визначає діаметр вхідного патрубка в міліметрах, зменшений у двадцять п'ять разів. Наступна за літерами цифра позначає коефіцієнт швидкохідності, зменшений у десять разів і округлений до цілого числа, а остання цифра характеризує число ступенів насоса. Наприклад, 8НД–6х1 – на­сос із двостороннім підведенням рідини, в якого діаметр вхідного пат­рубка дорівнює 8х25=200 мм, коефіцієнт швидкохідності – 60, число ступенів 1.

Основним елементом відцентрового насоса є робоче колесо, що служить для передачі енергії від робочого вала до рідини.

За конструкцією робочі колеса можуть бути з одно-бічним і дво-бічним підведенням рідини, закритого й відкритого типу

(рис. 4.11).

а б в

Рис. 4.11. Типи робочих коліс відцентрових насосів:

а– закритого типу; б– відкритого типу з одностороннім підведен–ням рідини; в– закритого типу з двостороннім підведенням рідини

Робоче колесо з двостороннім підведенням рідини складається з двох зовнішніх дисків і одного внутрішнього.

Колеса відцентрових насосів мають зазвичай шість–дванадцать лопатей. Корпус насоса може бути з торцевим розніманням, коли площина рознімання перпендикулярна осі привідного ва­ла, або з осьовим, коли площина рознімання кор­пуса проходить через вісь вала.

Крутний момент кручіння, від двигуна до робочого колеса передається валом насоса, який виготовляється з високоміцних легованих ста­лей (40Х, 2Х13 та ін.).

Вихрові насоси

Конструктивна схема вихрового насоса складається з робочого колеса 3 (рис. 4.12), з плоскими радіальними лопатками 5, що ст­ворюють криволінійний канал 2. Внутрішній виступ 4 у каналі слу­жить для відокремлення потоків всмоктування й подачі.

Рис. 4.12. Конструктивна схема вихрового насоса:

1–корпус; 2– канал; 3– робоче колесо; 4– розділь­ник потокові; 5 – лопатки

На рідину, що заповнює міжлопатні канали, при обертанні ро­бочого колеса діють відцентрові сили, які спричиняють обертальний рух у міжлопатному каналі. Внаслідок у відводі утворюється вихрова течія, напрямок якої показаний на рис. 4.12 пунктирною лінією зі стрілкою, і кругова течія, обумовлена тим, що маси рідини захоплюються лопатками в бік обертів робочого колеса.

Отже, робота вихрового насоса полягає в тому, що енергія рідини, яка протікає через міжлопатні канали робочого колеса, підвищується за рахунок дії відцентрових сил у ній. Рідина з підвищеною енергією виноситься вихровим потоком у відвід і виштов­хується в напірний патрубок. На її місце відбувається безперервний притік рідини через вхідний патрубок.

Теоретичні значення тиску і подачі насоса можуть бути отримані з рівняння кількості руху.

Нехай q– витрата рідини крізь міжлопатні канали на одиниці довжини відводу, м³/(с ^. м); C_2u – середнє значення тангенціальної

складової абсолютної швидкості на виході з міжлопатових каналів у

відвід, м/с; C₀– середня швидкість потоку у відводі, м/с.

Якщо припустити, що вісь відводу прямолінійна, (як на схемі рис. 4.13, то рівняння кількості руху для потоку рідини, що виходить із робочого колеса у відвід, буде мати вигляд:

g[fр – f(р + dр)]Dt = rq dlDtCо – rq dlDtC_2u

Отже,

q

dр=r ––––(C_2u – C_о) dl [1] (4.9)

gf

Рис. 4.13. До розрахунку тиску вихрового насоса

З рівності (4.9) виходить, що тиск у відводі наростає в нап­рямку руху, пропорційно довжині відводу. Інтегрування рівності (4.9) дає теоретичне підвищення тиску по довжині відводу l:

ql

р_т= r --- (C_2u – C_о)l

g f

Теоретичне підвищення напору по довжині відводу l

р_т ql

H_т= --- = ----(C_2u – C_о)
r g f

З огляду на те, що витрата в перерізі відводу є

Q = fC_{о ,}

то теоретична характеристика вихрового насоса буде мати такий

вигляд:

ql Q

H_т= --- ( C_2u- ---)(4.10)

g f f

Оскількі q і С_2u по довжині відводу постійні, теоретичну характе­ристику вихрового насоса графічно зображаютьпрямою лінією.

Дійсна характеристика насоса утворюється шляхом ввіднімання втрат напору в проточній частині з ординат теоретичної характе­ристики.

Корисну потужність вихрового насоса можна знайти за фор­мулою

N_т= rQH_т ,

а, враховуючи на вираз (4.10), одержимо:

ql Q

N_т =r --- (C_2u--- ) Q .
gf f

Це рівняння являє собою квадратичну параболу з віссю, паралельною осі ординат (рис. 4.14).

Рис. 4.14. Характеристики теоретичного й дійсного напорів вихрового насоса

У вихрових насосах, як і у відцентрових, є об’ємні, гідравлічні та механічні втрати енергії. Об’ємні втрати енергії обумовлені перетіканням рідини крізь зазори між поверхнями роздільника і кромками лопатей робочого колеса з порожнини нагнітання в порожнину всмоктування. Вони у вихровому насосі досить значні й становлять до 20 % енергії, яку підводять до вала насоса.

Гідравлічні втрати енергії в насосі пов'язані з тертям рідини при поступальному і циркуляційному рухах у криволінійному каналі насоса. Оскількі ці швидкості значні, гідравлічні втрати енергії становлять до 30 % енергії, споживаної насосом.

Механічні втрати у вихрових насосах, як і у відцентрових насо­сах, обумовлені механічним тертям у підшипниках і ущільненнях, а також тертям неробочих поверхонь колеса насоса о рідину в осьових зазорах. Ці втрати становлять до 10 % підводжуваної до насоса енергії.

Таки значні втрати енергії призводять до того, що для вих­рових насосів на режимах високої подачі ККД у кращих конструкціях не перевищує 0,5.

Колесо працюючого вихрового насоса випробує подовжню і попе­речну сили, що передаються на вал.

Подовжня сила виникає як наслідок різниці тисків, що діють на торцеві поверхні колеса. Ця сила сприймається радіальним кулько­вим підшипником. У разі застосування колеса симетричної форми подовжня сила відсутня.

Поперечна сила обумовлена тим, що тиск у відводі зростає про­порцинно куту повороту колеса j (рис. 4.15).

Тиск, утворюваний робочим колесом у будь-якому довільному пе­рерізі кільцевого каналу, дорівнює

r H

---- j , а його поперечна складова (rH/2p)j sin j .

2p

При ширині колеса B поперечна сила, що діє на робоче колесо діаметром D, на довжині відводу буде

D rH

dP = B ---- j sin j

4p

або

_{2 p}

rHBD ó

р = ----- ô j sin jdj .

4 p õ

⁰

Після інтегрування одержимо

р = rHBD/2 .

Рис. 4.15. Розподіл тиску по довжині відводу вихрового насоса

Поперечна сила у вихрових насосах може досягати великих зна­чень. Так, наприклад, при Н=100 м, В=40 мм, D=150 мм, r=1000 кг/м³ одержуємо Р=3000 Н (приблизно 300 кг).

Ця сила навантажує вал згинальною напругою і спричиняє не тільки його прогин, але й осьовий зсув колеса. Це призводить до не-

обхідності збільшення осьових зазорів між корпусом і робочим коле­сом, що в свою чергу погіршує експлуатаційні характеристики насосів.

Для усунення поперечної сили застосовують закриту форму робочих коліс.