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 w ²r,

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:

p ₁ v ₁²
E ₁ = z ₁ + --- + ----,

r 2g

де E ₁– енергія потоку рідини на вході до насосу; z ₁– висота центру перетину вхідного патрубка, м; p ₁– тиск на вході до насосу, кг/м²;

v ₁ – швидкість руху рідини у вхідному патрубку, м/с r – густина рідини, кг/м³.

Аналогічне рівняння можна скласти і для вихідного перетину насоса:

p ₂ v ₂²

E ₂ = z ₂+ --- + ---.
r2 g

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

p ₂ – p ₁ v ₂² –v ₁²

E ₂ – E ₁ = z ₂ – z ₁+ –––––– + –––––––.
r 2 g

Для спрощення виразу можна припустити, що z ₁ =z ₂а v ₁ =v ₂. Тоді

p ₂ – p₁
E ₂ – E ₁ = -----,

r
враховуючи, що p = h r:

E ₂ – E ₁ = h ₂ – h ₁ = 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:

V r 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 = ----.

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

h_об = -----,

Q+ D Q

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.

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:

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

2p b r y sin b

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

2p b r y sin a

де y = (t–s) / t – коефіцієнт стиснення потоку; t = 2p r / 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 = (u ²C₂cos a₂ – u ₁ C ₁cosa₁)/ 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 = u ₂C₂cos 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 C ₁ 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.

U ₂ = C ₂ cos a₂ + Cr ₂ ctg b₂,

тоді

С ₂ cos a₂ = U ₂ – Cr ₂ctg b₂,

де Cr ₂ – радіальна складової абсолютної швидкості рідини на виході з міжлопатної частини колеса.

Підставляючи цей вираз в рівність (4.2), отримаємо

H_т = U ₂ (U ₂ – Cr ₂ctg 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,

U ₂ctg b₂
де A=U ₂² /g, а B = ---------,

p D ₂ b ₂y₂ g

де U ₂, b ₂, D ₂, b ₂, 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 = U ₂²/ 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 = U ₂² / 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 Q ₁ до Q ₂ 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 D H 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: v ₁– швидкість прямування рівня вільної поверхні рідини; Н _вс–геометрична висота всмоктування; p _вс та v ₁– 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 v ₁ 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 v ₀= 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 D р _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 _{2 u} – середнє значення тангенціальної

складової абсолютної швидкості на виході з міжлопатових каналів у

відвід, м/с; C ₀– 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)]D t = r q dl D tC о – r q dl D tC_2u

Отже,

dр= r –––– (C _{2 u} – C _о) dl [1] (4.9)

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:

р _т = r --- (C _{2 u} – C _о) l

g f

Теоретичне підвищення напору по довжині відводу l

р _т ql

H _т = --- = ---- (C _{2 u} – 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 _{2 u}- ---)(4.10)

g f f

Оскількі q і С _{2 u} 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 = r QH _т,

а, враховуючи на вираз (4.10), одержимо:

ql Q

N _т = r --- (C _{2 u} ---) 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 (r H /2p)j sin j.

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

D r H

dP = B ---- j sin j

або

₂_p

r HBD ó

р = ----- ô j sin j d j.

4 p õ

⁰

Після інтегрування одержимо

р = r HBD/ 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/м³одержуємо 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.