Анализ характеристики насоса

Преобразуем формулу Эйлера (2.4), подставляя в нее значение c_2u из плана скоростей на выходе рабочего колеса (см. рис. 2.3, в):

.

Для идеальной машины без объемных потерь c_2m=Q/F₂. В полученную формулу из формулы (2.1) подставим значение Dw. Тогда из (2.4) следует формула

.

Здесь k — число рабочих колес.

Для данного насоса и при n=idem график полученной зависимости удельной работы лопастей от подачи представляется прямой 1—6 (рис. 3.2, а). Наклон ее определяется углом наклона лопастей b_2л, который обычно меньше p/2.

Кривая Q – gH, получаемая при испытании насоса, располагается ниже прямой Q – kl_л за счет гидравлических потерь (gН= kl_л–gh). Если из точки 6 провести касательную 6—3 к кривой gН, то в точке 3 гидравлический к. п. д., равный отношению отрезков (3—4)/(2—4), достигает максимума. Эта точка находится слева от точки 5 безударного режима (Q’_o<Q_б).

Для объяснения характера кривой Q—gН гидравлические потери условно разделим на потери трения и вихревые потери (h=h_тр+h_в). К первому слагаемому отнесем те, которые пропорциональны квадрату подачи насоса (gh_гр=AQ²r). Коэффициент А найдем из условия, что при Q=Q_б все гидравлические потери равны gh_тр (см. рис. 3.2, а, отрезок 7—8).

К вихревым (или ударным) потерям относятся все остальные гидравлические потери в насосе (h – h_тр). При отклонении подачи от Q_б вихревые потери возрастают приблизительно пропорционально квадрату отклонения: gh_в=B_1,2(Q–Q_б)²r.

Коэффициент B₁ —для области Q<Q_б, а коэффициент В₂— для области Q>Q_б. Обычно B₁> В₂ т. е. кривая gh_в влево от точки Q=Q_б поднимается более интенсивно, чем вправо.

На рис. 3.2, б показано типичное разделение потерь в центробежном насосе с закрытыми рабочими колесами. Линии мощности N и полезной мощности (N_п=gHrQ) строят непосредственно по опытным данным, а остальные — путем расчета.

1 Всю указанную информацию можно получить также по кривой Q—Н, если ее градуировать величинами к.п.д.

Дата добавления: 2015-07-02