Рабочие характеристики центробежного насоса

Производительность реального насоса

Лопатки рабочего колеса реального насоса имеют конеч­ную толщину δ (см.рис. 11). В результате уменьшается сечение проточной части каналов, а следовательно, и производительность насоса Q.

Для вычисления Q можно воспользоваться зависимостями

Q = (π D ₂ – z δ₂) b ₂ u _{2 r} η_об = πD₂b₂u _{2 r}k ₂η_об (27)

где k ₂=1— z δ₂ / π D ₂:

Q = (πD₁b₁u_1Rη_об, (28)

где k₂=1— zδ₁ / πD₁.

Геометрический смысл δ₁ и δ₂ ясен из рис. 11.

Коэффициенты k ₁ и k ₂ учитывают степень сужения проточной части реального насоса по сравнению с идеальными.

Объемный КПД η_об учитывает внутренние и внешние утечки жидкости в центробежном насосе.

Характеристики реального центробежного насоса находятся путем экспериментального исследования при постоянной частоте вращения колеса. Ориентировочно они могут быть установлены на основе теоретического анализа.

При перекачивании вязкой жидкости в проточной части колеса возникают гидравлические потери по длине h_l, которые примерно пропорциональны Q ².

Кроме того при отсутствии подкрутки жидкости на входе в колесо a₁= 90°, и только при строго определенном расходе жидкости Q _опт для заданной геометрии колеса реализуется строго радиальный вход жидкости (рис. 13).

При Q > Q _опт или Q < Q _опт при входе в межлопаточный канал жидкость резко изменяет направление, т. е. при Q ≠ Q _оптвозникают потери из-за внезапного поворота

h _м ~ (Q – Q _опт)².

Из-за наличия утечек Q _ут как внутренних (через неплотности между колесом и корпусом), так и внешних (через уплотнения по валу) производительность насоса Q всегда меньше расхода жидкости через колесо Q_T.

Q=Q _т k ₂ —Q _ут

Указанные причины приводят к искажению теоретических характеристик.

Рабочие характеристики имеют вид, приведенный на рис. 14.

Дата добавления: 2015-07-02