ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Теоретические основы движения жидкости в центробежном насосе из "Насосы и насосные станции Издание 2" Жидкость подводится к рабочему колесу центробежного насоса аксиально, т. е. в направлении оси вала, со скоростью Vo. В рабочем колесе направление струй жидкости изменяется от осевого до радиального, перпендикулярного оси вала (рис. 2.7). [c.14] В каналы рабочего колеса (т. е. в пространство между лопастями) жидкость поступает со скоростью которая в каналах увеличивается и на выходе из колеса достигает значения V2 (условимся индексом 1 обозначать скорости и углы на входе в рабочее колесо, а индексом 2 — на выходе из него). [c.14] Для простоты математических обобщений далее предположим, что движение жидкости в рабочем колесе струйное и траектории каждой движущейся частицы совпадают с очертанием лопасти. В результате выводов, полученных на основе такого предположения, в дальнейшем потребуется внести коррективы (коэффициенты), учитывающие реальное движение жидкости. [c.15] Абсолютная скорость движения жидкости V равна геометрической сумме ее составляющих и = ш+и. [c.15] Окружная составляющая абсолютной скорости и = исоза. [c.15] Для дальнейших выводов введем также понятие об угле р — угле между относительной скоростью гл) и касательной к окружности в точке схода частицы жидкости с лопасти (или входа на нее). [c.15] Применяя данную теорему к движению жидкости через рабочее колесо насоса, допустим, что это движение установившееся, струйное, без гидравлических потерь. Рассмотрим изменение момента количества движения массы жидкости за 1 с. При этом масса участвующей в движении жидкости составит m = pQ (р — плотность жидкости, Q — подача насоса). [c.16] Момент сил тяжести всегда равен нулю, так как плечо этих сил равно нулю (они проходят через ось вращения колеса). Момент сил давления в расчетных сечениях по этой же причине также равен нулю. Поскольку силами трения пренебрегают, то и момент сил трения равен нулю. Следовательно, момент всех внешних сил относительно оси вращения колеса сводится к моменту Мк динамического воздействия рабочего колеса на протекающую через него жидкость, т. е. [c.16] Зависимости (2.9) и (2.10) называются основными уравнениями лопастного насоса. Уравнения (2.9) и (2.10) выведены из условия пренебрежения силами трения, поэтому они отражают зависимость теоретического давления или напора, развиваемого насосом, от основных параметров рабочего колеса. [c.17] Основные уравнения центробежного насоса показывают, что теоретическое давление и напор, развиваемые насосом, тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, т. е. чем больше его диаметр, частота вращения и угол Рг (см. рис. 2.7), т. е. чем круче расположены лопасти рабочего колеса. [c.17] Действительные давление и напор, развиваемые насосом, меньше теоретических, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. Давление, развиваемое насосом, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость. Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений. Влияние конечного числа лопастей учитывается введением поправочного коэффициента k, характеризующего уменьшение величины v u- Уменьшение давления вследствие гидравлических потерь учитывается введением гидравлического коэффициента полезного действия iir. [c.17] Значение коэффициента г г зависит от конструкции насоса, его размеров и качества выполнения внутренних поверхностей проточной части колеса. Обычно значение -Пг находится в пределах 0,8— 0,95. Значение k при числе лопастей от 6 до 10, а2=8ч-14° и ti2u=l,5- 4 м/с колеблется от 0,75 до 0,9. [c.18] Вернуться к основной статье