ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Движение жидкости в рабочем колесе из "Насосы и компрессоры " Направления и величины скоростей в потоке жидкости определяют гидродинамические параметры насоса. Стенки проточной части являются границами потока жидкости в насосе. [c.14] На рис. 2.6 дана диаграмма с планом скоростей на входе в колесо и на выходе из него. [c.14] Относительная скорость w направлена по касательной к поверхности лопатки в рассматриваемой точке. Среднее значение этой скорости можно найти по формуле ц — Q/Qz, где О — площадь сечения канала г — число лопаток. Окружная скорость направлена по касательной к окружности, на которой расположена рассматриваемая точка. [c.14] Из курса гидравлики известно, что если скорости в сечении потока не меняются во времени, то движение установившееся, т. е. при Q — onst движение в любой из плоскостей нормального сечения потока в насосе будет меняться только при переходе от одного сечения к другому. Такими скачковыми сечениями, очевидно, будут в первую очередь сечения потока на входе в колесо и выходе из него. [c.15] Режимы с неустановившимися формами движения потока жидкости исследуются путем обобщения данных опыта на основе закона механического подобия. [c.15] На рис. 2.6 дана диаграмма движения частицы жидкости в межлопаточных каналах колеса от начального ее положения при входе в колесо до конечного положения при выходе из него. Направление относительных скоростей частицы жидкости u7f H В ЭТИХ точках определяется величиной углов pi ирг, соответствующих расположению начального и конечного элементов лопаток на входе и выходе. [c.16] Уравнение центробежных насосов, позволяющее определить теоретический напор, выводится на основании уравнения моментов количества движения, которое для установившегося потока формулируется так изменение момента количества движения массы жидкости, протекающей в 1 с при переходе от одного сечения к другому, равно моменту внешних сил, приложенных к потоку между этими сечениями. В центробежном насосе внешние силы прикладываются к потоку под действием лопаток рабочего колеса. [c.16] Основное уравнение для центробежных насосов было впервые выведено Л. Эйлером. Выражение (2.4) широко применяется в теории и расчетах. [c.16] Основное уравнение может быть получено и другим путем, например из-, уравнения Бернулли [5]. [c.17] Основное уравнение для центробежного насоса (2.4) показывает, что напор центробежного насоса тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, пропорциональная диаметру его и частоте вращения п, и чем больше проекция абсолютной скорости на окружность,, т. е. чем меньше угол и чем больше угол р 2. [c.17] Из уравнения (2.4) следует, что теоретический напор насоса не зависит-от физико-химических свойств жидкости и числа лопаток колеса z. [c.17] В действительности напор, создаваемый насосом, меньше теоретического вследствие гидравлических сопротивлений внутри насоса при положительных подачах (см. гл. 3) образования силы сопротивления (подъемной силы) при воздействии лопатки рабочего колеса на поток пренебрежения входными ско ростями на рабочее колесо утечек из напорной линии во всасывающую. [c.17] Осевые насосы находят все большее применение там, где необходимо обеспечить большие подачи при невысоких напорах (заполнение танкеров на причалах, при массовом прирельсовом сливе железнодорожных цистерн и т. д.). [c.18] Использование для расчета схемы бесконечного числа лопастей возможно при условии определения функциональной связи действительного теоретического напора uTt с расчетным значением напора В ряде работ функция — f (Ятоо) устанавливается приближенно теоретическим путем и затем корректируется по данным опыта. [c.19] Академик Г. Ф. Проскура в 1931 г. разработал вихревую теорию центробежных насосов, согласно которой поток во вращающейся круговой решетке лопастей может с достаточной степенью точности рассматриваться как состоящий из двух потоков одного, получаемого конформным преобразованием относительного потока в плоской неподвижной решетке в относительный поток в неподвижной круговой решетке второго — обусловленного осевым вихрем (вихрем относительной скорости), т. е. в канале между лопастями рабочего колеса в относительном движении жидкости (скорости w) получим вращение жидкости в сторону, обратную вращению колеса (рис. 2.10). [c.19] Коэффициент ф учитывает влияние профиля лопасти. [c.21] Коэффициент а зависит от коэффициента быстроходности щ, шероховатости поверхности и типа отвода потока из колеса. Для насосов с = 70 -ь 150 установлено, что а = 0,55 -ь 0,65. Для тш ательно выполненных колес а = = 0,55. Значение а для лопаточного отвода больше, чем для отвода потока через спиральную камеру. [c.21] Рассмотрим более подробно зависимость к. п, д. насоса от различных факторов. Как уже отмечалось, потери в насосах, в том числе и в центробежном насосе, можно разделить на три отдельные группы потери гидравлические, объемные и механические. [c.21] Гидравлические потери имеют место при протекании жидкости в канале насоса. При расчетах новых насосов величина гидравлических потерь определяется гидравлическим к. п. д. Большая часть исследователей рассматривает два ОСН0ВНЫХ вида гидравлических потерь потери на трение потока в каналах и вихреобразование, которые определяются силами вязкости жидкости потери на удар при входе на лопатки колеса и при выходе из него. Если причины первых потерь всеми исследователями истолковываются однозначно, то при определении потерь на удар имеются два различных толкования. Одни исследователи эти потери связывают с изменением подачи насоса, другие считают, что потери на удар Ну от подачи не зависят и определяются исключительно конструктивными формами рабочих элементов насоса. Эти потери рассматриваются как разность между напором насоса при бесконечном числе лопаток Ятоо и действительным напором насоса при нулевой подаче (при закрытой задвижке), т. е. [c.21] Вернуться к основной статье