«Судовые вспомогательные механизмы, системы и их эксплуатация» (стр. 9 )

Рис. 11. К определению высоты всасывания насоса

В случае, когда жидкость перекачивается из закрытой емкости, давление в которой равно , величина становится отрицательной: 

  Рис. 12. К определению допустимой высоты всасывания

В судовой практике в таких условиях работают конденсатные, бустерные, а в некоторых случаях и питательные насосы. Кроме того, может быть отрицательной при высоких температурах перекачиваемой жидкости, что указывает на необходимость расположения уровня всасываемой жидкости выше оси насоса.

Исходя из этого, возможны два различных случая установки насосов: при перекачивании жидкости с низкой температурой (рис. 12, а) и с высокой (рис. 12,6). Схема рис. 12,6 преимущественно используется в системах регенерации ПТУ  и питания парогенераторов.

Вакуумметрическая высота всасывания hвак — это величина вакуума у входного патрубка насоса. Она связана с уравнением:

При имеем срывную вакуумметрическую высоту всасывания:

при - допустимую вакуумметрическую высоту всасывания:

Уравнение Эйлера.

Уравнение теоретического и действительного напора центробежного насоса

  При вращении лопастного колеса вокруг оси О с угловой скоростью щ (омега), вследствие силового воздействия лопастного колеса на жидкость, каждая её частица двигаясь в межлопастном пространстве, совершает сложное движение. Параллелограммы скоростей на рабочем колесе изображены на схеме.

  При входе на лопасть и выходе с лопасти, каждая частица жидкости приобретает соответственно:

1. Окружные скорости U1 и U2, направленные по касательным к входной и
выходной окружностям лопастного колеса.

Рис. 13. Параллелограммы скоростей на рабочем колесе.

2. Относительные скорости w1 и w2,  направленные по касательной к поверхности профиля лопасти.

3. Абсолютные скорости с1 и с2, получаемые в результате геометрического сложения u1,

w1  и u2, w2 и направленные под углом б 1 и б 2  к соответствующим окружным скоростям.

Так как насос представляет собой механизм, преобразующий механическую энергию привода, в энергию (напор), сообщающую движение жидкости в межлопастном пространстве колеса, то теоретическую её величину (напор), полученную при работе насоса, можно определить по формуле Эйлера:

Н t ∞ = __ C 2 U2 соs  б 2  – C 1  U1 соs  б 1_

  g

В виду того, что у центробежного насоса отсутствует направляющий аппарат при входе жидкости на лопасти, во избежание больших гидравлических потерь от ударов жидкости о лопасти, и уменьшения потерь напора, вход жидкости на колесо делают радиальным (направление абсолютной скорости С1 - радиальное). При этом б 1 = 90, тогда соs 90 - 0, следовательно, произведение C1 U1 соs б 1 = 0.

Таким образом, основное уравнение напора центробежного насоса, или уравнение Эйлера примет вид:

Н t ∞ = C 2 U2 соs  б 2  / g

В действительном насосе имеется конечное число лопастей и потери напора вследствие завихрений частиц жидкости учитываются коэффициентом ц (фи), а гидравлические сопротивления учитываются гидравлическим КПД - зг, тогда действительный напор примет вид:

Нд = Нt цзг

С учётом всех потерь КПД центробежного насоса составляет зн 0.46-0,80.

В эксплуатационных условиях напор центробежного насоса определяется по эмпирической формуле и зависит от числа оборотов приводного двигателя и диаметра лопастного колеса:

Нн = к'* n 2* D2 ,

  где:  к'- опытный безразмерный коэффициент

  к' = (1-5) 104

  n - частота вращения рабочего колеса, об/мин.

  D - наружный диаметр колеса, м.

Подачу насоса лс -1 ориентировочно определяют по диаметру нагнетательного патрубка:

Qн = k" d2

  где: k"  - для диаметра патрубка до 100 мм - 13-48, более 100 мм – 20-25

  d – диаметр нагнетательного патрубка в дм.

Влияние угла лопатки на напор центробежного насоса.

Рассмотрим на схеме изменение величин скоростей на выходе жидкости из рабочего колеса в зависимости от направления профиля лопатки (рис. 14).

Направление вращения колеса по часовой стрелке. Цифрой I обозначена
лопатка, загнутая назад, цифрой II - лопатка, направленная вдоль радиуса и
цифрой III - лопатка, загнутая вперёд.

Рис. 14. Влияние профиля лопастей на напор.

  Как видно из схемы, вектор абсолютной скорости перекачиваемой жидкости C2 при выходе её из колеса тем больше, чем больше угол профиля  в2,  что соответствует профилю  лопатки, загнутой  вперёд. Поэтому теоретический напор насоса Н t ∞ с таким  профилем будет наибольшим.

Мощность, необходимая для вращения рабочего колеса с таким профилем лопаток, так же будет наибольшей:

  Nн = m*g*Ht ∞

  Гидравлические сопротивления, возникающие при отрыве жидкости от лопасти, из-за действия больших центробежных сил инерции, увеличивают напряжения в материале рабочего колеса, поэтому центробежные насосы перекачивания жидкости делают с лопатками загнутыми назад.

У насосов перекачивающих газы, лопатки загнуты вперёд, так как абсолютное гидравлическое сопротивление небольшое.

Характеристики центробежного насоса. Регулирование подачи центробежного насоса Способы регулирования работы центробежных насосов.

Осевая сила и способы её уравновешивания

В процессе эксплуатации СЭУ ее режим работы может изменяться в необходимом мощностном интервале. А это требует изменения и подачи насоса (рабочего режима системы). В качестве примера можно привести ПТУ. В ее состав входит ГС (конденсатно-питательная). Составной частью этой системы является насос (питательный, конденсатный и др.).

При изменении режима работы системы насос — сеть происходит нарушение материального и энергетического балансов. Для их восстановления требуется изменение ХН или ХС, а может быть, и той, и другой одновременно.

Процесс изменения НХ сети и насоса с целью обеспечения необходимой подачи принято называть регулированием насоса. Существуют различные способы регулирования. Они применяются в зависимости от их конструктивного выполнения и возможности изменения числа оборотов приводного двигателя.

По принципу действия различаются количественные и качественные способы регулирования. Первые применяются для насосов, имеющих приводной двигатель, работающий с .

Такое регулирование производится изменением ХС и может быть осуществлено:

дросселированием задвижкой, установленной на нагнетательном трубопроводе (наиболее распространенный способ); перепуском жидкости из нагнетательного трубопровода во всасывающий; дросселированием задвижкой, установленной на всасывающем трубопроводе.

При качественном регулировании . Такой способ более экономичен (отсутствует дополнительное гидравлическое сопротивление). В то же время для его осуществления необходим приводной двигатель с регулируемым числом оборотов (например, паровая турбина, шунтовый электродвигатель). Его целесообразно использовать при работе насоса на преодоление гидравлических сопротивлений (). В противном случае () целесообразно применять один из способов количественного регулирования.

В судовых условиях регулирование дросселированием на нагнетательном трубопроводе осуществляется наиболее просто и позволяет применять двигатели с нерегулируемым числом оборотов.

  На рабочее колесо центробежного насоса действует осевая сила, направленная в сторону входа и обусловленная главным образом разностью сил давления на диски колеса. Давление рк на выходе из рабочего колеса больше давления рн на входе. Жидкость в пространстве между колесом и корпусом (крышками) насоса вращается с угловой скоростью, равной примерно половине угловой скорости вращения рабочего колеса.

  Вследствие вращения жидкости давление на наружные поверхности рабочего колеса изменяется вдоль радиуса по параболическому закону.

Рис. 15. Графическое изображение взаимосвязи параметров насоса.

  Графическое изображение взаимосвязи параметров насоса (Q и Н),  называется характеристикой насоса. Характеристики строят в системе координат Q-Н.

Рассмотрим изображённые на графике (рис. 15) характеристики, при постоянной угловой скорости (при постоянном числе оборотов приводного двигателя).

Прямыми линиями изображены теоретические характеристики для колёс с разными профилями лопастей:

радиального профиля; лопатками загнутыми вперёд; лопатками загнутыми назад.

Действительные характеристики (кривые 4, 5) учитывают потери напора, обусловленные гидравлическими сопротивлениями в насосе, будут иметь кривизну.