Определение полезной мощности, мощности на валу, коэффициента полезного действия насосной установки

Полезная мощность насоса – мощность, затрачиваемая им на сообще- ние жидкости энергии, равна произведению удельной энергии на массовый расход жидкости:

Nп=  × g × Q × H , (2.15)

где

Nп– полезная мощность, Вт;

 – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3;

g – ускорение свободного падения, м/с2;

Q – подача насоса, м3/с;

H – напор насосной установки, м.

Мощность на валу насоса – мощность, потребляемая насосом или мощность, подводимая к насосу. Она больше полезной мощности вследствие потерь в самом насосе (гидравлические потери, утечки жидкости через неплотности, потери вследствие трения в подшипниках и т. п.), которые учитываются коэффициентом полезного действия (КПД) насоса:

N = N п

в 

=  × g × Q × H



, (2.16)

где

Nв– мощность на валу насоса, Вт;

 – коэффициент полезного действия насоса.

Величина КПД насоса  характеризует совершенство конструкции и экономичность эксплуатации насоса, отражает относительные (по сравнению

с полезной мощностью

Nп) потери мощности в насосе и является произведе-

нием трех сомножителей:

 = Г×0 ×М, (2.17)

где

Г– гидравлический КПД, учитывает потери напора при движении жид-

кости через насос, Г= H

H T ;

HT – теоретический напор, м;

0– коэффициент подачи, или объемный КПД, учитывающий потери

подачи насоса (через зазоры, сальники и т.п.), 0 = Q QT ;

QT – теоретическая подача насоса;

М – механический КПД, характеризует потери мощности на меха-

ническое трение в насосе (в сальниках и т.п.).

Значение коэффициента полезного действия насоса  зависит от про- изводительности насоса, его конструкции и степени износа. Для насосов большой производительности значение КПД выше и может составлять от 0,8 до 0,95. КПД поршневых насосов – от 0,8 до 0,9 – несколько больше, чем центробежных (от 0,6 до 0,8).

При выборе электродвигателя для насоса следует учитывать потери мощности из-за механических потерь в передаче от электродвигателя к насо- су и в самом электродвигателе. Их учитывают при помощи КПД передачи

 пер

и КПД двигателя

дв. Тогда мощность, потребляемая двигателем, опре-

деляется следующим образом:

N дв

= N в

пер ×дв

=

 ×

Nп

пер ×дв

= Nп

ну

, (2.18)

где

Nдв– мощность двигателя, Вт;

пер– коэффициент полезного действия передачи;

дв

ну

– коэффициент полезного действия двигателя;

– коэффициент полезного действия насосной установки,

ну=  ×пер×дв.

Установочную мощность двигателя рассчитывают с учетом перегрузки в момент пуска насоса. Она в зависимости от мощности двигателя, опреде-

ляемой по выражению (2.17), может превышать

Nдв

на 10-50 %.

ские.

По принципу действия насосы подразделяют на объемные и динамиче-

В объемных насосах энергия и давление повышаются в результате вы-

теснения жидкости из замкнутого пространства телами, движущимися воз- вратно-поступательно или вращательно. В соответствии с этим по форме движения рабочих органов их подразделяют на возвратно-поступательные (поршневые, плунжерные, диафрагменные) и вращательные, или роторные (шестеренные, винтовые и др.).

В динамических насосах энергия и давление жидкости повышаются под действием центробежной силы, возникающей при вращении лопастных колес (например, в центробежных и осевых насосах), или сил трения (например, в струйных и вихревых насосах). Поэтому по виду силового действия на жид- кость динамические насосы подразделяют на лопастные и насосы трения.

Наиболее распространенными динамическими насосами являются лопастные. К данному виду насосов относятся центробежные и осевые. Работа этих насо- сов основана на общем принципе – силовом взаимодействии лопастей рабоче- го колеса с обтекающим их потоком перекачиваемой жидкости. Однако меха- низм этого взаимодействия у центробежных и осевых насосов различен, что, естественно, приводит к существенным различиям в их конструкциях и экс- плуатационных показателях.

Большое число конструкций насосов обусловлено многообразием задач транспортирования жидкостей, встречающихся в химической промышленно- сти. Например, требуемая подача насоса может в одном случае составлять не- сколько литров в час (т.е. дм3/ч), а в другом – несколько десятков кубических метров в секунду.

Динамические насосы

Центробежные насосы

Наиболее распространенными динамическими насосами являются цен- тробежные. Схема центробежного насоса представлена на рисунке 3.1. Ос- новным рабочим органом центробежного насоса является свободно враща- ющееся внутри спиралевидного (или улитообразного) корпуса 1 колесо 2, на- саженное на вал 9. Между дисками колеса, соединяя их в единую конструк- цию, находятся лопасти (лопатки) 3, плавно изогнутые в сторону, противо- положную направлению вращения колеса. Внутренние поверхности дисков и поверхности лопаток образуют так называемые межлопастные каналы коле- са, которые при работе насоса заполнены перекачиваемой жидкостью. Вса- сывание и нагнетание жидкости в центробежных насосах происходит равно- мерно и непрерывно под действием центробежной силы, возникающей при вращении колеса.

Рис. 3.1 – Центробежный насос:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо; 3 – лопатки; 4 – линия для залива насоса перед пуском; 5 –всасывающий трубопровод; 6 – обратный клапан;

7 – фильтр; 8 – нагнетательный трубопровод; 9 – вал; 10 – сальник

При переходе жидкости из канала рабочего колеса 2 в корпус 1 проис- ходит резкое снижение скорости, в результате чего кинетическая энергия жидкости превращается в потенциальную энергию давления, т. е. происходит превращение скорости в давление, необходимое для подачи жидкости на за- данную высоту. При этом в центре колеса создается разрежение, и вследст- вие этого жидкость непрерывно поступает по всасывающему трубопроводу в корпус насоса, а затем в межлопастные каналы рабочего колеса. Если перед пуском центробежного насоса всасывающий трубопровод 5 и корпус 1 не за- литы жидкостью, то разрежения, возникающего в этом случае при вращении колеса, будет недостаточно для подъема жидкости в насос (вследствие зазо- ров между колесом и корпусом). Поэтому перед пуском центробежного насо- са его необходимо залить жидкостью с помощью линии 4. Для того чтобы при этом жидкость не выливалась из насоса, на всасывающем трубопроводе устанавливают обратный клапан 6. Герметизация насоса осуществляется с помощью сальника 10. Для отвода жидкости в корпусе насоса имеется рас- ширяющаяся спиралевидная камера; жидкость из рабочего колеса поступает сначала в эту камеру, а затем в нагнетательный трубопровод 8.

В насосах с одним рабочим колесом создаваемый напор ограничен и обычно не превышает 50-100 м столба жидкости. Для создания более высо- ких напоров применяют многоступенчатые насосы. В этих насосах перека- чиваемая жидкость проходит последовательно через ряд рабочих колес, на- саженных на общий вал. Создаваемый таким насосом напор ориентировочно равен напору одного колеса, умноженному на число колес. В зависимости от числа колес (ступеней) различают насосы двухступенчатые, трехступенчатые и т.д.

Центробежные насосы широко применяются практически во всех про- изводствах и технологиях, где необходимо перекачивать значительные объе- мы жидкостей при высоких давлениях нагнетания.

К основным преимуществам центробежных насосов можно отнести плавную и непрерывную подачу при достаточно высоких значениях коэффи- циента полезного действия, относительно простое устройство, а, следова- тельно, высокая надежность и долговечность, отсутствуют поверхности тре- ния клапанов, что создает возможности для перекачивания загрязненных жидкостей, непосредственное соединение с высокооборотными двигателями способствует компактности насосной установки и повышению ее КПД.

К недостаткам центробежных насосов относится ограниченность их применения в области малых производительностей и больших напоров.

Движение жидкости внутри рабочего колеса характеризуется абсолют- ной скоростью С. Эта скорость может быть представлена геометрической суммой двух скоростей: окружной и относительной. Окружная скорость U характеризует движение жидкости по окружности вместе с колесом, она на- правлена по касательной к окружности, то есть перпендикулярно радиусу ок- ружности. Относительная скорость W характеризует движение жидкости вдоль лопаток, направлена по касательной к лопатке. Графическое изображе- ние этих скоростей носит название параллелограмм скоростей. Рассмотрим

скорость жидкости на входе в рабочее колесо и на выходе из него. Построив параллелограмм скоростей, находим скорость C1 на входе жидкости в рабо- чее колесо, направленную под углом α1, и скорость C2 на выходе из колеса, направленную под углом α2(рисунок 3.2).

Рис. 3.2 – Параллелограмм скоростей

При движении жидкости внутри рабочего колеса ее абсолютная ско- рость увеличивается от C1 до C2. Увеличение энергии жидкости в колесе про- исходит вследствие силового воздействия лопаток на жидкость. Основное уравнение центробежного насоса устанавливает зависимость между теорети- ческим напором Нт, создаваемым колесом и скоростью движения жидкости в колесе. Это уравнение называется уравнением Эйлера:

HТ=

(C2×U2cos2- C1×U1cos1), (3.1)

где

H Т – теоретический напор центробежного насоса, м;

C1, C2

– абсолютные скорости на входе в рабочее колесо и на выходе из

него соответственно, м/с;

U1,U 2

– окружные скорости на входе в рабочее колесо и на выходе из

него соответственно, м/с;

1,  2

– угол направления абсолютной скорости на входе в рабочее ко-

лесо и на выходе из него соответственно;

g – ускорение свободного падения, м/с2.

На практике насосы изготавливают таким образом, чтобы α1≈ 90º, то есть соs α1= 0, это условие безударного входа жидкости в колесо. Тогда ос- новное уравнение центробежного насоса принимает вид:

HТ=

C2×U2cos2. (3.2)

g

Действительный напор насоса может быть определен как:

H д = H Т ×Г×, (3.3)

где

H д – действительный напор центробежного насоса, м;

Г – гидравлический коэффициент полезного действия насоса;

o – коэффициент, учитывающий число лопаток.

Значение Г

зависит от конструкции насоса и его размеров и находится

в пределах от 0,8 до 0,95; значение  обычно составляет от 0,7 до 0,8.

Напор, создаваемый центробежным лопастным насосом, зависит также от типа лопастей рабочего колеса, от направления струи жидкости, выбрасываемой из межлопастного пространства рабочего колеса, определяемого размерами углов α2и β2(рисунок 3.3). Теорией и опытом установлено, что наибольший напор создается рабочим колесом с лопастями, загнутыми вперед навстречу вращению рабочего колеса, наименьший – с лопастями, отогнутыми назад. Следует отметить, что с чрезмерным ростом абсолютной скорости жидкости С2 (рисунок 3.3, в) на выходе из рабочего колеса, его КПД падает. Это происходит не только вследствие повышенных потерь при преобразовании кинетической энергии в потенциальную энергию давления, но и по причине значительного искривления каналов межлопастного пространства в случае, когда лопасти загнуты вперед (β2 > 90°). Рабочее колесо с радиальными лопастями создает некоторый средний напор, что отражено на рисунке 3.3,б размером вектора абсолютной скорости С2, в параллелограммах скоростей, определяющей напор. На практике, в основном, применяют рабочие колеса с лопастями, отогнутыми назад, хотя они и создают меньший напор, в сравнении с лопастями, загнутыми вперед, но зато обеспечивают более высокий КПД рабочего колеса. Практикой установлено оптимальное значение углов α2 и β2в пределах: α2= 5°... 18° (чаще 8°...12°); β2= 14°... 60° (чаще 15°... 35°).

а б в

Рис. 3.3– Типы лопастей рабочих колес центробежных насосов:а – лопасти, отогнутые назад навстречу вращению рабочего колеса; б – радиальные лопасти; в – лопасти загнутые вперед

Подача центробежного насоса напрямую зависит от абсолютной скоро- сти жидкости на выходе из рабочего колеса, которая в свою очередь зависит от частоты вращения рабочего колеса насоса n. Чем больше частота вращения рабочего колеса насоса, тем выше абсолютная скорость вращения, а, следова- тельно, и выше подача насоса. Подача насоса пропорциональна абсолютной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса в первой степени. При из- менении частоты вращения рабочего колеса от n1 до n2 подача насоса изме- нится от Q1 до Q2. Если соблюдается условие подобия траекторий движения частиц жидкости, то будут геометрически подобны параллелограммы скоро- стей в любых точках потока, рисунок 3.4:

Рис. 3.4 – Подобие параллелограммов скоростей при различной частоте вращения рабочего колеса

Таким образом:

2 2 2

= n1n2

. (3.4)

Так как напор насоса пропорционален и абсолютной

C2и окружной

U 2 скоростям жидкости на выходе из насоса (уравнение (3.2)), то очевидно, что напор центробежного насоса пропорционален квадрату частоты вращения рабочего колеса. Тогда

H1 æ n1ö

H 2 è 2 ø

. (3.5)

Согласно уравнению (2.14) мощность насоса пропорциональна произ- ведению Q × H , поэтому можно записать что N ~ n3. Тогда

N1 æ n1ö

N 2 è 2 ø

. (3.6)

Уравнения (3.4)-(3.6) называются законами пропорциональности. Зако-

ны пропорциональности позволяют по одной опытной характеристике по- строить ряд характеристик центробежного насоса. Однако эти законы рабо- тают лишь в малых пределах изменения частоты вращения рабочего колеса.

Коэффициент быстроходности – частота вращения рабочего колеса насоса, подобного данному рабочему колесу, при напоре 1 м, подаче жидко- сти равной 0,075 м3/с. Коэффициент быстроходности определяется путем ана- лиза лопастных насосов и является основным критерием подобия всей серии подобных насосов, работающих в подобных режимах. Коэффициент быстро- ходности рассчитывается следующим образом:

n = 3,65 n

Q

, (3.7)

S H 3 4

где

nS – коэффициент быстроходности;

n – частота вращения рабочего колеса, об/мин;

Q – подача в оптимальной точке характеристики насоса, м3/с;

H – напор в оптимальной точке характеристики насоса, м.

В таблице 3.1 представлены типы насосов по значению коэффициента быстроходности.

Таблица 3.1

Для надежной эксплуатации и подбора центробежных насосов необхо- димо знать, как изменяются основные параметры насосов при различных ус- ловиях их работы, то есть иметь сведения об изменении напора H ,мощно- сти N и коэффициента полезного действия насоса  при изменении подачи

Q . Зависимости между этими параметрами ( H =

f (Q) , N =

f (Q) , =

f (Q) )

принято выражать графически в виде кривых линий, называемых характери- стиками насосов.

Основной характеристикой считается зависимость напора от подачи насоса H = f(Q) при постоянной частоте вращения.

Характеристики насоса могут быть теоретические и действительные. Получаются они, соответственно, путем анализа уравнения Эйлера, с учетом геометрических размеров рабочего колеса и параллелограммов скоростей, и на основании опытных данных, полученных в результате проведения испы- таний.

Теоретические характеристики зависят от типа лопастей и размера угла β2. Теоретическая главная характеристика насоса с бесконечно большим числом лопаток графически может быть представлена в виде прямой линии. Если лопатки насоса радиальные (β2 = 90º), то теоретический напор насоса не зависит от подачи, и график зависимости Hт = f(Q) имеет вид прямой параллельной оси абсцисс. Если лопатки насоса загнуты вперед (β2 > 90º), напор насоса увеличивается с ростом подачи. Если лопатки загнуты назад (β2 < 90º), напор насоса уменьшается с ростом подачи. Теоретическая главная характеристика центробежного насоса представлена на рисунке 3.5.

т, м

β2> 90º

β2 = 90º

90º

м3/с

Рис. 3.5 – Теоретическая главная характеристика центробежного насоса

Полный теоретический напор, создаваемый насосом, согласно уравне- нию Бернулли, состоит из статического Нсти динамического Нд,то есть:

H п = H ст + H д , (3.8)

где

H п – полный теоретический напор, создаваемый насосом, м;

P

H ст

=

 × g

 2

– статический (пьезометрический) напор, м;

H д = – динамический (скоростной) напор, м.

2g

Установлено также, что полный теоретический

H п ,статический

H ст и

динамический

H д напоры зависят от угла установки лопатки рабочего колеса

насоса β2(рисунок 3.6). Из рисунка 3.6 следует, что чем больше отогнуты вперед лопатки на выходе из рабочего колеса (β2 > 90°), тем в большей мере

полный теоретический напор соответствует динамическому напору (статиче- ский напор практически отсутствует). С уменьшением угла β2динамический напор убывает по величине, одновременно увеличивается доля статического напора. При β2= 90° динамический и статический напоры оказываются рав- ными по величине. Дальнейшее уменьшение угла β2приводит к уменьшению полного напора, при этом доля статического напора возрастает в сравнении с долей динамического напора. Как уже отмечалось, в центробежных насосах применяются рабочие колеса с лопатками, отогнутыми назад (β2 < 90°), что объясняется тем, что при загнутых вперед лопатках (β2 >90°) полный теоре- тический напор может оказаться равным динамическому, а в реальных тех- нологических коммуникациях, по регламентам технологий, необходимо на- личие и статического напора.

0 º 90 º 180 º

Рис. 3.6 – Зависимость полного теоретического, статического и динамического напоров насоса от угла установки лопастей рабочего колеса

Действительные (рабочие) характеристики насосов отличаются от теоретических тем, что учитывают различные потери энергии (напора) в на- сосах, их чаще всего наносят на одно поле чертежа. На таких характеристи- ках обычно указывают пределы подач, рекомендуемых при эксплуатации данного насоса, соответствующие максимальным значениям КПД насоса. Действительные характеристики центробежных насосов представлены на ри- сунке 3.7.

Рис. 3.7 – Действительные характеристики центробежного насоса

Приведенные на рисунке 3.7 характеристики центробежного насоса справедливы для определенной частоты вращения рабочего колеса, при из- менении частоты вращения характеристики насоса также меняются (рисунок 3.8).

Рис. 3.8 – Характеристика центробежного насоса при разных частотах вращения рабочего колеса (n1> n2)

Подача центробежного насоса зависит от напора и, следовательно, в значительной степени от гидравлического сопротивления сети трубопрово- дов и аппаратов, через которые транспортируется жидкость. Поэтому систе- му насос-сеть следует рассматривать как единое целое, а выбор насосного оборудования и трубопроводов должен решаться на основании анализа со- вместной работы элементов этой системы.

Совместная работа насосов и сети характеризуется точкой мате- риального и энергетического равновесия системы. Для определения этой точки нужно рассчитать энергетические затраты в системе. Поскольку анали- тический расчет режимной точки работы насоса связан со значительным объ- емом вычислений, то в практике гидравлического расчета насосных устано- вок и при анализе режимов работы насосов широко применяют графоанали- тический метод расчета совместной работы систем насос-сеть (рисунок 3.9.) Для этого в одних координатах строят характеристику сети и главную харак- теристику насоса.

Рис. 3.9– Совместная характеристика центробежного насоса и сети1 –характеристика сети; 2 – характеристика центробежного насоса при разных частотах вращения рабочего колеса (n1 > n2)

Точку пересечения двух этих кривых (точку А) называют рабочей, или режимной, точкой. Эта точка соответствует максимальной подаче жидкости Q1 насосом в данную сеть. Если нужно увеличить подачу в сеть, то следует увеличить частоту вращения рабочего колеса в соответствии с уравнением (3.3). Если это невозможно, то нужно поставить новый, более производи- тельный насос или каким-то образом снизить гидравлическое сопротивление сети. При необходимости снижения подачи до значения Q2 необходимо из- менить характеристику сети: частично перекрыв нагнетательный трубопро- вод, что приведет к потерям напора на преодоление гидравлического сопро- тивления задвижки или вентиля на этом трубопроводе. Такое регулирование (снижение) подачи допустимо только в случае малых производительностей насосов. Для условий больших подач следует для такого случая рассмотреть возможность замены насоса меньшей производительности на насос большей или снижения числа оборотов рабочего колеса. Таким образом, центробеж- ный насос должен быть выбран так, чтобы рабочая точка отвечала заданной

производительности и напору при максимально возможных значениях коэф- фициента полезного действия насоса.

При параллельной работе двух или более насосов происходит увеличе- ние производительности. Основным условием параллельной работы является близость их характеристик по напору, в противном случае более высокона- порный насос будет вытеснять поток насоса с меньшим напором и увеличе- ния производительности в этом случае не получится. Схема параллельной работы двух насосов представлена на рисунке 3.10. На рисунке 3.11 пред- ставлены характеристика двух одинаковых насосов, работающих параллель- но и характеристика сети, на которую они работают. Построение совместной характеристики параллельно работающих насосов выполняется путем сло- жения абсцисс (подач) отдельных характеристик каждого насоса.

Р2

1 Нг

Р1

Рис. 3.10 – Схема параллельной работы двух центробежных насосов:

1 –центробежные насосы; 2 – приемный резервуар; 3 – исходный резервуар

Рис. 3.11 – Характеристика двух одинаковых центробежных насосов, работающих параллельно:

1 –характеристика сети; 2 –характеристика центробежного насоса;

3 –характеристика двух одинаковых центробежных насосов, работающих параллельно

При параллельной работе насосов с различными характеристиками на- сос с меньшим напором может начать работу в общий трубопровод лишь то- гда, когда насос с большим напором с увеличением производительности сни- зит свой напор до максимально возможного напора низконапорного насоса. В противном случае насос с большим напором будет вытеснять второй насос, имеющий меньший напор. Характеристика совместной работы двух разно- типных насосов приведена на рисунке 3.12.

Рис. 3.12 – Характеристика двух разнотипных центробежных насосов, работающих параллельно:

1 –характеристика сети; 2,3 – характеристики центробежных насосов, работающих параллельно; 4 – характеристика двух центробежных насосов, работающих параллельно

При последовательной работе двух или более насосов происходит увеличение напора. Последовательная работа насосов на сеть применяется тогда, когда необходимо при неизменной подаче получить больший напор в сети, чем может обеспечить один насос. При этом насосы включаются в сеть таким образом, что один насос нагнетает жидкость во входной патрубок второго насоса. Необходимым условием последовательной работы насосов является близость (лучше равенство) их характеристик по производительно- сти. Схема последовательной работы двух насосов представлена на рисунке

3.13. На рисунке 3.14 представлены характеристика двух одинаковых насо- сов, работающих последовательно и характеристика сети, на которую они работают. Построение совместной характеристики последовательно рабо- тающих насосов выполняется путем сложения ординат (напоров) отдельных характеристик каждого насоса.

Рис. 3.13 – Схема последовательной работы двух центробежных насосов:

1 –центробежные насосы; 2 – приемный резервуар; 3 – исходный резервуар

Н, м 3 1

Н2=Н1+Н1

B

Н1 А

Нст

Q Q, м3/с

Рис. 3.14 – Характеристика двух одинаковых центробежных насосов, работающих последовательно:

1 –характеристика сети; 2 – характеристика центробежного насоса;

3 – характеристика двух одинаковых центробежных насосов, работающих последовательно

Выбор проводят по сводному графику подач и напоров для соответст- вующего типа насосов. Сводные графики приводятся в каталогах насосов и другой справочной литературе по насосам.

На сводном графике в виде криволинейных четырехугольников нане- сены «рабочие поля» насосов. Верхняя граница поля − кривая зависимости Н − Q для нормального диаметра рабочего колеса в диапазоне экономичного режима работы насоса; нижняя граница − для колеса, максимально обточен- ного. На каждом поле указаны марка насоса и частота вращения рабочего ко- леса. Для определения марки насоса на поле графика наносят рабочую точку, которая имеет координаты (Qзадан; Hпотр) (на рисунке 3.15 точка А). Поле, в котором лежит эта точка, указывает марку насоса. Если рабочая точка попала в пространство между полями, то принимают марку насоса, поле которого является ближайшим, или обращаются к сводным графикам других типов на- сосов. Следует также помнить о возможности работы насоса при различной частоте вращения рабочего колеса. Оценить значение частоты вращения для получения требуемых параметров Qзадани Hпотрможно с помощью законов пропорциональности.

В отдельных случаях при определенных значениях Qзадани Hпотрпод- ходящими могут оказаться только насосы объемного действия, в частности, поршневые.

По сводным графикам делается лишь предварительный выбор насоса, окончательная проверка правильности выбора проводится по характеристи- кам насосов.

В отдельных случаях при отсутствии сводных графиков, марку насоса можно подобрать непосредственно по характеристикам насосов путём их пе- ребора.

Рис. 3.15 – Сводный график подач и напоров

При движении жидкости в сужающихся и изгибающихся каналах (в ра- бочем колесе насоса, на перегибах трубопроводов, в запорной арматуре) ско- рость потока увеличивается, а давление падает.

Там, где давление снижается до давления насыщенного пара перекачи- ваемой жидкости при данной температуре, происходит быстрое образование пузырьков пара и растворенных газов. После перехода в зону повышенного давления пар конденсируется, пузырьки захлопываются. Возникают колеба- ния давления и как следствие – шум и вибрация. Это явление называется ка- витацией.

При кавитации происходит разрушение поверхности элементов про- точной части. Повышенная вибрация разрушает подшипники и уплотнения насоса. Через некоторое время рост пузырьков и их слияние приводят к обра- зованию газовой пробки в трубопроводе и всасывающей полости насоса – происходит разрыв потока жидкости и срыв работы насоса.

Для того чтобы обеспечить надежную работу насоса явление кавитации необходимо предупреждать. Превышение полного напора на входе в насос над давлением насыщенного пара перекачиваемой жидкости называется кавитационным запасом.

Допустимый кавитационный запас в расчетах увеличивают на 20-30 % по сравнению с критическим. Критический кавитационный запас, соответст- вует началу снижения параметров. Допустимый кавитационный запас приво- дится в паспорте (техническом описании) насоса или может быть рассчитан:

= (1,2...1,3)Dh кр , (3.9)

– допустимый кавитационный запас, м;

– критический кавитационный запас, м.

= 0,00125(Q × n 2

) 0,67

, (3.10)

где Q – подача насоса, м3/с;

n – частота вращения рабочего колеса насоса, об/мин.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: