Электродвигатель приводит во вращение вал, на который насажено рабочее колесо. Лопасти рабочего колеса направляют поток воды и сообщают ему энергию. Каждая частица потока, попадая на рабочее колесо, под действием центробежной силы начинает двигаться с ускорением в направлении по радиусу от центра рабочего колеса. Когда впускной патрубок и внутренняя полость насоса заполнены водой (т. е. насос залит), ускоренное движение жидкости от центра рабочего колеса вызывает уменьшение давления в этой зоне, тем самым создаются условия для всасывания через входной патрубок следующей порции воды.
Скорость жидкости на выходе из рабочего колеса высокая. Как только жидкость покидает рабочее колесо, ее скорость резко снижается, скоростной (динамический) напор преобразуется в гидростатический. Разность между давлением на выходе из насоса и на входе в него зависит от характеристик насоса. Давление на выходе из насоса зависит от давления на входе и технических характеристик насоса.
На рис. 11.3 показана набивка сальника, которая образует герметичное уплотнение вокруг вала, предотвращая просачивание воды вдоль вала из внутренней полости насоса. В центробежных насосах применяется множество типов и конструкций уплотнений и уплотнительных устройств. Поскольку на каждом предприятии-изготовителе насосов разрабатывается собственная конструкция уплотнения в зависимости от предполагаемой области применения насоса, описать все технические решения невозможно. То же самое относится и к подшипниковым узлам. Общим для всех; конструкций является применение подшипников со встроенным уплотнением или смазывающихся подшипников, в которых используются либо смазочные масла, либо водяная смазка. Подшипники со встроенным уплотнением и с водяной смазкой наилучшим образом отвечают требованиям предприятий по разведению водных организмов, так как подшипники, смазывающиеся маслом или консистентной смазкой, хотя и незначительно, но все же пропускают эти вещества в воду. Масло и консистентная смазка в лучшем случае нежелательны в воде, предназначенной для разведения водных организмов, в худшем случае — просто токсичны.
Центробежные насосы со спиральной нагнетательной камерой
В насосах со спиральной нагнетательной камерой, так же как и в других центробежных насосах, энергия сообщается рабочему телу — жидкости за счет возникновения центробежного ускорения. Своим названием этот тип насоса обязан внутренней полости корпуса, которая выполнена в виде завитка спирали. Основное назначение спиральной камеры — собрать жидкость, покинувшую рабочее колесо, и направить ее в напорную линию. Вблизи рабочего колеса скорость жидкости резко уменьшается, дальнейшее снижение скорости жидкости в спиральной камере происходит значительно медленнее за счет плавного расширения ее сечения по мере приближения к выходному отверстию. Такой характер течения жидкости обеспечивает уменьшение внутренних энергетических потерь.
Насосы со спиральной нагнетательной камерой находят широкое применение, так как они отличаются простотой конструкции и могут работать с жидкостями, содержащими некоторое количество твердых примесей. Обычно рабочее колесо этого насоса имеет лопасти криволинейной формы (рис. 11.4), этим обеспечивается уменьшение внутренних потерь, связанных с вихреобразованием и излишней циркуляцией жидкости, КПД машины возрастает. К недостаткам конструкции насоса относятся неравномерность гидравлической нагрузки на несущие подшипники рабочего колеса. В насосах с двусторонним подводом жидкости, в которых рабочее колесо как бы сдвоено, дисбаланс устраняется. При двустороннем подводе жидкости насос имеет два всасывающих патрубка для входа воды и один для выхода.
Диффузорные центробежные насосы
В насосах диффузорного типа (рис. 11.5) рабочее колесо установлено концентрично с корпусом. Лопатки диффузора прикреплены к корпусу насоса вокруг рабочего колеса. Конструкция лопаток предусматривает плавный переход скоростного напора жидкости в гидростатический. Уменьшая потери, связанные с вихреобразованием, и другие энергетические потери, они создают условия для развития более высоких гидростатических напоров и КПД.
Применение диффузорных насосов целесообразно в тех случаях, когда необходимо обеспечить большой напор, а также при работе с жидкостями, почти не содержащими твердых примесей. Эти насосы сравнительно легко засоряются механическими примесями. Крупные диффузорные насосы характеризуются высоким КПД, вплоть до 90%. В насосах этого типа гидравлическая нагрузка на подшипники более равномерна, чем, например, в насосах со спиральной нагнетательной камерой, следовательно, общая нагрузка на подшипники меньше.
Конструкция рабочего колеса
Технические характеристики насосов со спиральной нагнетательной камерой и диффузорных насосов определяются главным образом конструкцией рабочего колеса. Особо важное значение имеют конфигурация лопастей, геометрические параметры проточных частей рабочего колеса, а также тип рабочего колеса. Можно выделить три основных типа рабочих колес: открытые, полузакрытые и закрытые (рис. 11.6, 11.7 и 11.8). Лопасти рабочего колеса открытого типа прикреплены к передней поверхности несущей пластины, причем сама пластина должна быть как можно меньше. Большие сечения межлопастных каналов рабочего колеса свободно пропускают твердые частицы, содержащиеся в воде. Обычно насосы с рабочими колесами открытого типа применяют при работе с загрязненными механическими примесями жидкостями. КПД насосов с рабочими колесами открытого типа, как правило, ниже КПД насосов с рабочими колесами других типов.
Лопасти рабочего колеса полузакрытого типа (рис. 11.7) прикреплены к передней поверхности круглого несущего диска. Эти колеса обеспечивают более высокий КПД по сравнению с рабочими колесами открытого типа, однако они хуже пропускают механические частицы, содержащиеся в воде.
Лопасти рабочего колеса закрытого типа заключены между двумя несущими пластинами (рис. 11.8). Эти колеса отличаются высоким КПД и применяются во всех случаях, когда позволяют условия. Большинство специалистов сходятся на том, что рабочие колеса закрытого типа изнашиваются быстрее при работе с загрязненными жидкостями, чем рабочие колеса открытого или полузакрытого типа. Однако есть и другая точка зрения (Doolin,. 1972). В каждом конкретном случае необходим индивидуальный: подход, а также соблюдение рекомендаций заводов-изготовите-лей.
Рабочие характеристики
Под характеристиками насосов подразумевают графические зависимости напора, КПД и потребляемой мощности от подачи. Для каждого насоса эти характеристики различны, и,-кроме того, после определенного периода эксплуатации насоса характеристики изменяются из-за износа внутренних, частей. Несмотря на различия между индивидуальными характеристиками отдельных насосов и изменения условий работы, характеристики насосов сходной конструкции будут выражаться сходными кривыми. Износ оказывает большое влияние в первую очередь на КПД насоса, который начинает заметно снижаться. Кроме того, насос уже не в состоянии развивать достаточный гидростатический напор.
На рис. 11.9 приведены рабочие характеристики центробежного насоса со спиральной нагнетательной камерой. Кривая напор — подача отражает зависимость между максимальным напором и подачей при постоянной частоте вращения данного насоса. Для: центробежных насосов характерно уменьшение подачи по мере увеличения требуемого напора. Кривая КПД определяет КПД насоса для разных режимов работы. Чтобы эксплуатационные расходы были минимальными, насос должен работать с максимальным КПД. Мощность, потребляемая насосом при различных условиях работы, находится по кривой потребляемой мощности. Как видно из этой кривой, насос потребляет максимальную мощность, когда его подача несколько превышает величину подачи, соответствующую максимальному КПД. Для центробежного насоса важным является то, что величина потребляемой мощности уменьшается по мере уменьшения расхода от точки, соответствующей максимальному КПД. Это позволяет, не опасаясь перегрузки приводного устройства, регулировать производительность насоса дросселированием (т. е. уменьшать поток на выходе путем сужения сечения выходного трубопровода). Метод дросселирования выходного потока достаточно распространен в практике эксплуатации центробежных насосов, однако при этом снижается КПД. Предприятиям по культивированию водных организмов в очень редких случаях требуются крупногабаритные насосы, которые нуждаются в регулировании подачи.
Приведенные на рис. 11.9 характеристики относятся к центробежному насосу, работающему с постоянной скоростью. Однако часто характеристики насоса задаются для разных скоростей (рис, 11.10). При уменьшении частоты вращения рабочего колеса уменьшаются развиваемый им напор и подача. На рис. 11.11 показан еще один вариант изображения характеристик центробежного насоса. Здесь частота вращения рабочего колеса поддерживается постоянной, а характеристики насоса обусловлены различными геометрическими параметрами рабочего колеса.
Рабочие характеристики центробежных насосов отражают взаимосвязь основных параметров: напора, подачи, КПД, частоты вращения, диаметра рабочего колеса и потребляемой мощности. Как видно из рис. 11.9—11.11, любая из кривых может отражать сложную функциональную зависимость между этими шестью параметрами, один из которых считается постоянным. Набор переменных величин зависит от предполагаемой области применения насоса. Например, характеристики насосов с ременной передачей задаются таким образом, чтобы можно было установить взаимосвязь скорости как переменной величины с остальными параметрами при условии, что диаметр рабочего колеса остается постоянным (см. рис. 11.10), так как в этом насосе можно регулировать скорость вращения, меняя шкивы ременной передачи.
В дополнение к перечисленным выше параметрам на некоторых графиках приводятся еще две функции: высота всасывания насоса для идеальных условий, когда он качает холодную волу с уровня моря, и необходимый РИН (см. рис. 11.11). Точка пересечения этих кривых соответствует максимальной величине подачи, достижимой в идеальных условиях для данного насоса. Если поверхность воды находится выше уровня моря или условия работы насоса со стороны впуска отличаются от расчетных, которые легли в основу построения кривой РИН (например, всасывающая труба длиннее), тогда величина максимальной подачи насоса будет меньше по сравнению с идеальными условиями.
Технические характеристики обусловлены в первую очередь конструкцией рабочего колеса, размеры которого ограничены габаритами корпуса насоса. На рис. 11.10 и 11.11 четко прослеживается влияние частоты вращения рабочего колеса и его диаметра на технические характеристики насоса. Изменения технических характеристик в определенном диапазоне могут быть выражены математически. Для одного и того же насоса, работающего в различных условиях, справедливы следующие соотношения:
где Q — подача; N — частота вращения рабочего колеса; D — диаметр рабочего колеса; W — ширина рабочего колеса; Р — потребляемая мощность. Индексы 1 и 2 относятся к соответствующим режимам работы.
Уравнение (11.8) получено для насоса, подача которого менялась пропорционально скорости жидкости, а та в свою очередь пропорциональна частоте вращения рабочего колеса. Зависимость между геометрическими параметрами рабочего колеса и напором легла в основу уравнения (11.9). Мощность пропорциональна подаче Q и противодействующей силе или напору h. Уравнения (11.8) и (11.9) "позволяют заключить, что Q пропорциональна N, а h—N2. Таким образом, получено уравнение 11.10.
Пример 11.1. Насос, работающий с частотой вращения 1600 об/мин, создает напор 50 м при подаче 10 л/с, при этом потребляемая мощность составляет 5000 Вт. Каковы будут значения напора, подачи и потребляемой мощности, если частота вращения увеличится до 2500 об/мин?
Новое значение подачи
Полученный напор
Потребляемая мощность
Часто бывает полезно сравнить рабочие характеристики геометрически подобных насосов. Это можно сделать с помощью следующей системы уравнений:
Производительность насосов пропорциональна окружной скорости и площади периферийного сечения рабочего колеса. Окружная скорость прямо пропорциональна диаметру рабочего колеса. Площади периферийного сечения рабочих колес геометрически подобных насосов пропорциональны соотношению квадратов-диаметров этих колес. Отсюда можно заключить, что подача пропорциональна диаметру рабочего колеса в кубе [уравнение (11.11)]. Сходным образом, поскольку напор пропорционален квадрату диаметра колеса, получается уравнение (11.12). Потребляемая мощность зависит от произведения расхода на напор. Таким образом, уравнение (11.13) вытекает из уравнений (11.11) и (11.12).
Пример 11.2. Насос с рабочим колесом диаметром 6 см подает 3 л воды в секунду, преодолевая напор 20 м. Каковы должны быть диаметр рабочего колеса и потребляемая мощность геометрически подобного насоса, если требуемая подача составляет 5 л/с?
Диаметр рабочего колеса второго насоса
Чтобы подсчитать потребляемую мощность второго насоса, необходимо «определить новое значение напора h2:
Потребляемая мощность
где Q измеряется в ньютонах в секунду, a h — в метрах.
С помощью уравнений (11.11), (11.12) и (11.13) для геометрически подобных насосов можно подсчитать a, h и Р как функции диаметров рабочих колес. Часто бывает необходимо определить суммарное влияние изменения одновременно диаметра и скорости на напор и подачу геометрически подобных насосов. Приведенные выше соотношения можно объединить в следующую систему уравнений:
Чтобы получить выражение, связывающее N или D с Q и h, N или D с Q и Р, а также D или N с Q и Р, достаточно решить систему из двух любых уравнений (11.14)—(11.16). Так, уравнения (11.17) и (11.18) получены путем решения системы уравнений (11.14) и (11.15):
Пример 11.3. На предприятии по культивированию водных организмов применяется насос со спиральной нагнетательной камерой, диаметр рабочего колеса 6 см, подача 3 л/с, напор 20 м, частота вращения колеса 1000 об/мин. Однако предприятие нуждается в насосе, который будет перекачивать 8 л/с, развивая напор 35 м. Если будет приобретен насос, геометрически подобный имеющемуся, то каковы должны быть диаметр и частота вращения колеса нового насоса?
Таким образом, диаметр рабочего колеса нового насоса должен составлять в,5 см, частота вращения — 928 об/мин.