Характеристики лопастного насоса
Теоретическая характеристика лопастного насоса. Теоретический расход (подача)
Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе с рабочего колеса С2г определяет расход жидкости через рабочее колесо QK.
Скорость С2г перпендикулярна оси вращения колеса. Принимается, что скорость С2т постоянна во всех точках цилиндрической поверхности шириной Ь2 на выходе из колеса, т. е. С2т является средней скоростью на выходе (рис. 1.4).
Теоретическая площадь цилиндрической поверхности, через которую движется жидкость,
На выходе с колеса толщина лопасти
Рис. 1.4. Схема для определения теоретической подачи
Площадь части цилиндрической поверхности, занимаемая лопастями количеством г
Фактическая площадь цилиндрической поверхности на выходе
Для учета поверхности, занимаемой лопастями, вводится коэффициент стеснения ц/2
Тогда площадь цилиндрической поверхности
Расход жидкости через рабочее колесо насоса
Тогда радиальная составляющая абсолютной скорости из (1.39)
Теоретический напор
Согласно основному уравнению лопастных насосов теоретический напор при бесконечном количестве лопастей (рис. 1.5)
Для удобства рассуждения рассмотрим треугольник скоростей на выходе колеса при р2оо и р2.
Из рисунка видно что при C2r = const и угле р2оо > р2 окружная составляющая абсолютной скорости С2иж > С2и.
Угол установки лопасти на выходе р2 рабочего колеса принимается из соображения получения оптимального напора насоса и снижения гидравлических потерь. Угол установки лопастей, загнутых назад, р2 согласно проведенным экспериментальным исследованиям принимается в пределах р2 = 16-^40°.
Из треугольника скоростей на выходе
Рис. 1.5. Схемы треугольников скоростей на выходе из рабочего колеса
Выразим и2, используя выражение (1.40)
Окружная составляющая абсолютной скорости из (1.41)
Подставив С2и в основное уравнение лопастных насосов, получим теоретический напор
При конечном числе лопастей теоретический напор Ят будет меньше, чем при Z -> оо, Яг > Яг Обычно в лопастных насосах количество лопастей Z= 3-И2.
В действительности течение жидкости в межлопастном пространстве насоса существенно отличается от струйчатого, в нем наблюдаются отрывные течения с вихреобразованием.
Теоретический напор с учетом конечного числа лопастей
где АНТЧ — поправка напора для колеса с конечным числом лопастей; ДЯГЛ было определено с использованном гидродинамической теории вращающихся круговых решеток по методу Сто- долы—Майзеля
Влияние конечного числа лопастей можно выразить через коэффициент к7 = ——, коэффициент к7 исходя из (1.45) и (1.46)
Z т_т Z
** Too
где С2г/00 = С2и при заданном угле (32.
Коэффициент kz можно определить по формуле К. Пфляйде- рера
Коэффициент а в (1.48) представляется следующей зависимостью:
Напоры Ятоо и Ят взаимно пропорциональны
С учетом полученной ранее формулы (1.44) теоретический напор
Согласно формуле (1.50) теоретический напор зависит от угла р2 на выходе лопасти рабочего колеса. Рассмотрим влияние угла р2 на Ят (рис. 1.6), приняв р2 < 90°, р2 = 90°, р2 > 90°, т. е. лопасти на выходе колеса по-разному загнуты.
При р2 < 90° лопасть загнута назад по ходу вращения рабочего колеса.
При р2 = 90° лопасть радиальна на выходе.
При р2 > 90° лопасть загнута вперед.
Напор Я согласно (1.50) зависит от выражения ctg ^2.
2тп|/2Л2?2
и2
В случае р2 = 90°, ctg р2 = 0, Ят = кг —.
g
При р2 < 90°, ctg р2 > 0, Ят будет уменьшаться.
Рис. 1.6. Схемы лопастей центробежного насоса
Рис. 1.7. Теоретические характеристики насоса для разных форм лопастей рабочего колеса
Когда (32 < 90°, ctg (32 < 0, Ят увеличится.
На рис. 1.7 показаны теоретические напорные характеристики насоса при разных углах лопастей на входе р2.
Увеличение абсолютной скорости С2 обеспечивает повышение теоретического напора #т. Однако увеличение скорости С2м и и2 приводит к возрастанию гидравлических потерь напора в насосе с конечным числом лопастей и к уменьшению гидравлического коэффициента полезного действия гт и общего КПД насоса г.
В результате проведенных экспериментальных исследований установлено, что лопасти следует принимать загнутыми назад с углом |32 < 40°.
