ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Балансовые испытания центробежного насоса из "Лабораторный курс гидравлики и насосов" Целью этой работы является опытное построение баланса энергии в центробежном насосе. [c.170] На рис. 3-27 изображен баланс энергии в лопастном насосе. К насосу подводится мощность N. Часть этой мощности теряется (превращается в тепло). Потери мощности в насосе делят на потерн механические, объемные и гидравлические. [c.170] Для наиболее распространенных насосов коэффициент трения может быть в среднем принят равным /г = 0,16. [c.171] Через рабочее колесо протекает в секунду мусек, или кГ/сек, жидкости. Следовательно, гидравлическая мощность насоса, т. е. мощность, сообщаемая жидкости в колесе. [c.171] Объемные потери. Жидкость, выходящая из рабочего колеса в количестве 3к, в основном уходит в отвод (С) и, следовательно, в напорный патрубок насоса, а частично возвращается в подвод через зазоры в уплотнении между рабочим колесом и корпусом насоса (утечка 7к, рис. 3-28,а). Утечки возникают потому, что давление на выходе из рабочего колеса больше, чем в подводе. Энергия жидкости, возвращающейся в подвод, теряется. Эт-Ч потери называются объемными. Утечки тем больше, чем больше зазор в уплотнении между рабочим колесом и корпусом насоса. Для того чтобы уменьшить утечки, нужно уменьшить этот зазор до минимума, допускаемого технологией изготовления и деформацией вала насоса. [c.172] Кроме утечек жидкости через зазор уплотнения рабочего колеса, имеют место утечки через сальники. Эти утечки весьма малы и ими можно пренебречь. [c.172] Гидравлические потери. Третьим видом потерь энергии в насосе являются потери энергии на преодоление гидравлического сопротивления подвода, рабочего колеса и отвода. Среди гидравлических сопротивлений наибольшее значение имеет сопротивление отвода. [c.173] Утечки жидкости через уплотнение рабочего колеса определяются по перепаду давлений на уплотнении. Перепад давлений измеряется ртутным дифференциальным манометром 4. Балансовые испытания производятся на описанной выше экспериментальной установке открытого или замкнутого типа. [c.175] При вращении залитого парафином рабочего колеса часть мощности тратится на трение обода, надетого на выходное отверстие рабочего колеса, о жидкость. При работе насоса из этой мощности тратится только небольшая часть, соответствующая трению цилиндрических наружных поверхностей переднего и заднего дисков рабочего колеса. Кроме того, диаметр обода О об немного больше диаметра 2 рабочего колеса. Поэтому измеренная мощность дискового трения должна быть пересчитана на другой диаметр диска и другую ширину его наружной цилиндрической поверхности. [c.176] Дисковые потери зависят от характера движения жидкости в пространстве между рабочим колесом и корпусом (пазухи насоса). Это движение жидкости при работе насоса отлично от движения жидкости при прокручивании насоса с колесом, залитым парафином, из-за различного течения жидкости на периферии рабочего колеса. Однако получающаяся из-за этого погрешность невелика. [c.177] Кроме того, не вся мощность дискового трения теряется в насосе. Часть этой мощности, переданная жидкости в пограничном слое, прилегающем к колесу и движущемся к периферии, используется полезно при открытом исполнении выхода из пазухи Б отвод. [c.177] Величины осевого и радиального усилий при работе насоса значительно больше, чем при прокручивании насоса, опорожненного от воды. Поэтому измеренные описанным способом потери на трение подшипников несколько занижены. [c.177] Устранить указанные недостатки в методике измерения мощности механических потерь возможно лишь при замере механических потерь непосредственно у работающего насоса. Однако методика таких замеров весьма сложна и в настоящее время не разработана . [c.177] В результате балансовых испытаний должны быть построены кривые зависимости гидравлического к. п. д., объемного к. п. д., механического к. п. д. и теоретического напора от расхода жидкости по колесу Ск = СН-9к(рис. 3-32). [c.177] Вернуться к основной статье