Отводы и подводы центробежных насосов

Коэффициент быстроходности и классификация центробежных насосов.

Исходными данными для разработки насоса являются:

- потребная подача и напор Q, Н,

- плотность перекачиваемой среды ρ,

- угловая скорость вращения вала ω.

Созданный насос при этом наборе параметров должен работать в оптимальном режиме, поэтому каждой заданной комбинации ω, Н, Q (индекс _опт при Q и Н в дальнейшем опущен) соответствуют свои размеры и конфигурация проточной части РК центробежной машины.

Каждой комбинации трех основных характеристк ω, Н, Q соответствуют свои размеры и конфигурация проточной части РК центробежной машины. Например, РК с большим Н имеет большой наружный диаметр D ₂, большая подача Q требует исполнения РК с большим диаметром входа в РК и расстоянием между дисками. Увеличение ω приводит к уменьшению D ₂, но слабо влияет на диаметр входа в РК.

Помимо исходных данных, геометрию РК определяет стремление разработчика повысить КПД насоса путем рационального выбора лопастных углов и т.д.

Подобно тому, как именно от числа Рейнольдса, т.е. комбинации величин диаметра трубы, вязкости и скорости течения, зависит режим течения жидкости, так и от комбинации ω, Н, Q зависит внешний облик РК центробежной машины.

Для подбора насоса под заданные Н м, Q м³/сек и располагая двигателем с частотой вращения ω 1/сек руководствуются величиной коэффициента быстроходности - ω _S, объединяющего эти три основные характеристики.

Коэффициентом быстроходности ω_S данной машины называют число, равное угловой скорости вращения “эталонной” машины, геометрически подобной данной (разрабатываемой или подбираемой), но имеющей подачу Qs =1 м³/сек и величину удельной работы L_S =Р_S / ρ = Н_S g = 1Дж/кг (соответственно Н_S =0,102м).

Принимая эталонную машину за модель, а подбираемый насос за натуру, запишем формулы пропорциональности (7.5) и (7.7) с учетом выражений для Н_S и Qs. Обозначая наружные диаметры подобных рабочих колес D _{2 S}, D ₂ и полагая коэффициенты полезного действия модели и натуры одинаковыми, формулы пропорциональности принимают вид:

1/ Q = (ω _S/ω) (D _{2 S} / D ₂)³, (8.1)

1/ g Н = (ω _S/ω)² (D _{2 S} / D ₂)². (8.2)

В уравнениях 8.1 и 8.2 имеются два неизвестных отношения. Выражая из 8.2 отношение диаметров (D _{2 S} / D ₂) = 1/(ω _S/ω) ( g Н)^1/2 и подставляя его в 8.1, получаем уравнение для отношения скоростей вращения:

1/ Q =(ω _S/ω)/ (ω _S/ω)³ ( g Н)^3/2,

откуда:

(ω _S/ω)²= Q/ ( g Н)^3/2.

Окончательно:

ω _S= ω Q ^1/2/ ( g Н)^3/4. (8.3)

Нетрудно видеть, что ω _S – безразмерная величина, являющаяся числом подобия.

Международный стандарт ИСО 2548 рекомендует вместо коэффициента быстроходности применять коэффициент конструкции насоса:

k =2π (Q _опт)^1/2 /(g Н _опт)^3/4 (8.4)

В практике насосостроения, справочной и учебной литературе до настоящего времени используется более архаичное выражение для коэффициента быстроходности n_S как размерной величины. Она равна числу оборотов в минуту вала эталонного центробежного насоса, геометрически и кинематически подобного рассматриваемому, с такими же значениями КПД. Эталонный насос, обладая мощностью Ns =1 л.с.=75 кгм/сек=736 Вт, перекачивает с напором Нs =1м воду с плотностью ρ _s =1000кг/м³. Подача эталонного насоса в этом режиме – Qs равна:

Qs = Ns/ Нs g ρ s = 736/ 1. 9,81. 1000 = 0,075м³/сек. (8.5)

Эталонный насос предполагается быть оснащенным геометрически и кинематически подобным с подбираемым насосом РК наружного диаметра D _{2 S}, который вращается с n_S об/мин. Это позволяет считать рассматриваемую пару насосов как модель и натуру и использовать формулы пропорциональности для определения n_S и Ds по известным Н, Q, n.

Условия подобия двух насосов (рассматриваемого и эталонного) в соответствии с формулами пропорциональности дают систему уравнений относительно n_S / n и D _{2 S} / D ₂, несколько отличную от 8.3 и 8.4:

0,075/ Q =(n _S / n) (D _{2 S} / D ₂)³, (8.6)

1/ Н = (n _S / n)²(D _{2 S} / D ₂)². (8.7)

Решение системы относительно n_S аналогично предыдущему.

Из 8.7:

(D _{2 S} / D ₂) = 1/(n _S/ n)Н^1/2,

подстановка в 8.6:

0,075/ Q = (n_S / n) /[ Н^1/2 (n_S / n)]³,

решение относительно (n_S/n):

(n_S / n) = (Q / 0,075)^1/2 / [ Н^1/2]^3/2 (8.8)

и относительно n_S:

n_S =3,65 n Q ^1/2/ Н ^3/4(8.9)

Коэффициент быстроходности является определяющим параметром и критерием свойств насоса только в режиме с максимальным КПД, при регулировании подачи он может изменяться от нуля до значительных величин.

Нормальный ns =80-150  

b2

На рис.8.1 приведены схемы меридиональных сечений центробежных рабочих колес насосов в зависимости от величины коэффициентов быстроходности.

Это результат обобщения большого количества разработок циркуляторов с различными значениями подач, напоров и угловых скоростей вращения. Естественно, что каждый экземпляр разработанного РК выполнен с максимально возможным совершенством в отношении потерь как в самом РК так и в устройствах подвода и отвода перекачиваемой среды.

Приведенная классификация представляет плавный переход от чисто центробежных РК к осевым насосам по мере возрастания коэффициента быстроходности.

Тихоходные центробежные насосы при малой подаче развивают большой напор, что заставляет РК выполнять с большими D ₂ и малыми b ₂. Это приводит к относительно большим гидравлическим потерям на трение в межлопастном пространстве РК. Для диагональных РК является характерным интенсивное вихреобразование в относительно большом объеме каналов межлопастного пространства и связанные с этим процессом дополнительные гидравлические потери.

Величина n_S определяет не только облик центробежных насосов, но и другие параметры машин.

В практике расчетов объемный КПД центробежных насосов ηо на начальной стадии проектирования объемный КПД - ηо принято оценивать по величине ns из соотношения:

1/ηо=1+0,68/ n _s^2/3, (8.10)

из которого следует монотонное уменьшение объемных потерь (возрастание ηо) по мере увеличения быстроходности насосов. Полуэмпирическая формула (8.10) получена в соответствии с определением объемного КПД:

ηо= Q /(Q + q)=1/ (1+ q /Q), (8.11)

или:

1/ηо= 1+ q / Q,

где величина циркулирующего через зазоры расхода q предполагается пропорциональной корню квадратному от напора:

q = b Н ^1/2 = b Н ^2/4. (8.12)

Обратная величина отношения q/Q с учетом (8.11) Q / q = Q/ b Н ^2/4 и данных испытаний может быть приближенно представлена в виде:

Q / q ≈ a ₁ (3,65 n Q^{1 /2}/ Н ^3/4)^2/3 ≈ a (ns)^2/3, (8.13)

что и приводит к широко используемому в оценочных расчетах выражению 8.10.

В практике расчетов центробежных РК для приближенного расчета гидравлического КПД - ηг в диапазоне значений коэффициента быстроходности 50 < n_S <120 применяют эмпирическую формулу Ломакина:

ηг=1- 0,42 / (lg 1000 D _0ПР –0,172)², (8.14)

где D ₀пр = (D ²₀ - d ²вт)^1/2, м –приведенный диаметр РК, т.е. диаметр входа в РК с учетом диаметра ступицы d ²вт. Формула Ломакина обобщает опытные данные как функцию скорости потока, т.к. величина D ₀пр определяется в зависимости от Q^1/3.

Для подключения насосов к всасывающему и напорному трубопроводам корпус насоса снабжается устройствами для подвода и отвода потока перекачиваемой среды. Эти устройства должны иметь минимальные собственные гидравлические потери и обеспечивать осесимметричные потоки жидкости на входе и выходе из рабочего колеса. Кроме этого, они должны обеспечивать удобство сопряжения с напорной и всасывающей магистралями трассы циркуляции.

Отводом называют часть проточной полости насоса, принимающую перемещаемую среду из рабочего колеса и преобразующую кинетическую энергию потока в потенциальную. В центробежных насосах чаще всего применяют три вида отводов:

-спиральный,

-лопаточный (канальный).

-кольцевой.

Наиболее распространенным является спиральный отвод (рис. 9.1), который представляется в виде криволинейного диффузорного канала 1, охватывающего РК 2 и через конический диффузор 3 подключенный к напорному патрубку насоса 4. На рис.5.2 показаны сечение спирального отвода плоскостью, перпендикулярной оси вращения и схема течения перекачиваемой среды, в том числе и на развертке вокруг окружности РК. Поперечное (радиальное) сечение спирального отвода может иметь прямоугольную, трапециевидную, грушевидную и круглую форму (см. рис. 9.2). Кольцевой диффузор 3 служит переходом от выходного сечения спирального отвода к круглому сечению выходного патрубка насоса. Таким образом, спиральный отвод обеспечивает удобное сопряжение центробежной машины с напорным трубопроводом.

Работа спирального отвода заключается в смешении истекающего с периферии РК потока среды с движущимся вдоль спирали потоком, т.е. в виде собикающего коллектора. На выходе из спирального отвода объемный расход среды равен подаче насоса Q. На рис. 9.1 абсолютная скорость истечения из РК - C ₂ обозначена радиальными стрелками, скорость течения в срединном по окружности сечении отвода - C _aср.

Основные требования к конструкции отвода:

-постоянство давления по окружности РК,

-минимальные гидравлические потери.

Для выполнения первого требования необходимо иметь постоянную по величине C _АСР, что обеспечивается равномерным возрастанием площади поперечного сечания вдоль окружности от нуля до F _вых (см. рис. 9.1).

Обеспечение выполнения второго требования связано с детальным рассмотрением весьма сложной картины смешения потоков в спирали. В первом приближении рассмотрим потери напора в срединном сечении отвода. Обычно известная из расчета течения в рабочем колесе скорость поступления потока из РК - C ₂ много больше, чем скорость течения жидкости в отводе – C _АСР. Поэтому потери напора в отводе складываются из потерь на смешение (удар) и потери на трение о стенки отвода и потери в диффузоре.

Потери на удар приближенно определяются по формуле Карно:

Δ h _уд=(C ₂ – C _АСР)²/2 g, (9.1)

где C _aср ≈ 1,2 C _aср скорость жидкости после удара.

Потери на трение и диффузоре связаны с квадратом скорости течения жидкости C _aср через суммарный коэффициент сопротивления ξ_сум:

Δ h _тр= ξ_сум C ²_АСР /2 g. (9.2)

Величина ξ_сум≈ 0,4 с учетом трения, кругового течения и расширения в диффузоре.

Нетрудно видеть, что общие гидравлические потери:

∑Δ h =[(C ₂ –1,2 C _АСР)² + ξ_сум C ²_aср]/2 g =

=[ C ²₂ –2,4 C ₂ C _АСР+1,44 C ²_АСР+ ξ_сум C ²_АСР] /2 g (9.3)

минимальны при C _АСР≈ 0,7 C ₂.

Действительно, функция ∑Δ h от аргумента C_{a ср} имеет производную:

–2,4 C ₂ +2,88 C _АСР+ 0,8 C _АСР,

которая обращается в нуль при C _АСР= 2,4 C ₂ / 3,68=0,67 C ₂.

Это оптимальное значение скорости позволяет определить величину площади проходного сечения в середине улитки - F _ср:

F _СР= 0,5 Q /0,7 C ₂,

которая, очевидно, в два раза меньше, чем F _ВЫХ .

		Рис. 9.3.

На рис. 9.3 показано сечение канального отвода, размещенного вокруг РК 1 и состоящего из четырех спиральных секторов 2, снабженных диффузорами 3, которые подключены к напорной камере 4. Обычно спиральные секторы и диффузоры выполнены с прямоугольной формой поперечного сечения, что упрощает технологию их изготовления по сравнению с круглой или трапециодальной (см. рис. 9.2). Канальные отводы используются в многоступенчатых насосных агрегатах и при индивидуальных вариантах установки насосов в циркуляционном контуре, например в компоновках ГЦНПК.

Наиболее простым в исполнении является кольцевой отвод, схематично изображенный на рис. 9.4. Процесс перемещения частиц жидкости из выходного сечения РК к кольцевому диффузору характеризуется весьма сложной картиной течения и сопровождается большими потерями напора. Поэтому кольцевыми отводами обычно снабжаются циркуляторы небольшой мощности, выпускаемые крупными партиями и предназначенные для непродолжительного включения в действие.

		Рис. 9.4

Очень часто кольцевой отвод в виде радиального зазора существует как предвключенный перед спиральным или канальным.

Разработка подводящих устройств представляет не менее сложную проблему, чем разработка РК и отводов.

Большинство серийных консольных насосов (тип К) обычно снабжается простейшим подводом в виде конфузора небольшой конусности. Конфузор или цилиндр размещается соосно с осью вращения РК (см. рис. 2.1). Если предвключенный прямолинейный участок всасывающего трубопровода имеет достаточную длину, то равномерное распределение по сечению скоростей втекающей на вход РК жидкости обеспечивается естественным образом. При наличии близко расположенных поворотов всасывающего трубопровода и других причин, деформирующих эпюру скоростей на входе в РК, конфузорный подвод может быть снабжен специальными выравнивающими устройствами в виде крестовин, перегородок и т.п.

Обеспечение удобства сопряжения входного сечения РК с всасывающим трубопроводом, предыдущей ступенью насоса или в насосе с двусторонним входом в РК заставляет выполнять подводы в виде спиральной камеры, окружающей входное сечение рабочего колеса. Это дает возможность соосного размещения всасывающего и напорного патрубков, облегчая монтаж насосной установки на обслуживаемом трубопроводе. Примером могут служить насосы фирмы GRUNDFOS и насосы типа Д.

Течение жидкости в таких подводах представляется как обращенное внутрь течение в спиральной камере отвода, т.е. соответствует не собирающему, а раздающему коллектору. Эта схема служит основой существующих методик расчета спиральных подводов.

Сложность процессов, протекающих в подводах и отводах заставляет при отработке их геометрии проводить тщательный анализ гидродинамики потока и целенаправленные экспериментальные исследования.

В настоящее время наиболее совершенные в отношении проточной части быстроходные центробежные насосы ( ns = 150-300) обладают КПД, достигающего 0,85. Это можно считать абсолютным максимумом для всех типов циркуляторов.

Дата добавления: 2014-12-07