Что называется рабочими характеристиками насоса. "Видео о компании". Определение рабочей характеристики насоса при изменении частоты вращения вала

Основная трудность в получе­нии характеристик насосов расчет­ным путем заключается в выборе коэффициентов потерь, влияющих на подачу и напор насоса. Поэтому при расчете режима работы насоса поль­зуются опытными характеристиками, которые получают при испытаниях насосов. Насосы, изготовляемые отечественными насосостроительными заводами, подвергаются ис­пытаниям в соответствии с ГОСТ 6134-71. Мелкие и средние насосы испытываются на заводском испы­тательном стенде, крупные насосы допускается испытывать на месте эксплуатации при частоте вращения, отличающейся от номинальной не более чем на 5 %.

На основании опытных измерений подачи и напора на входе и вы­ходе, а также потребляемой мощ­ности и вакуумметрической высоты всасывания, вычисляют напор, приведенный к оси насоса, полезную мощность и

коэффициент полезного действия, допустимого кавитационного запаса для ряда значений подачи (15 -16 точек) можно представить в виде системы точек в координатах H , N , Q ,  h ,  (рис. 3. а). Соединяя соответствующие точки плавными линиям получаем графики зависимости рассматриваемых параметров от подачи насоса при постоянной частоте вращения для данного диаметра рабочего колеса.

Полученные кривые H - Q , N - Q,  - Q,  h - Q называются энергетическими характеристиками центробежного насоса и вписываются в паспорт насоса. Из рис. 3, а видно, чтоІмаксимальному значению КПД соот­ветствует подача Q p и напор H р (расчетные параметры). Точка Р характеристики H - Q , отвечающая максимальному значению КПД, на­зывается оптимальной режимной точкой.

Из теоретической зависимости H - Q следует, что с уменьшением подачи напор возрастает и при по­даче, равной нулю, т. е. при за­крытой задвижке на напорном трубопроводе, достигает максималь­ного значения. Однако испытания показали, что некоторые насосы развивают максимальный напор пос­ле открытия задвижки, т. е. напор возрастает при начальном увеличе­нии подачи, а затем падает. Гра­фическая характеристика (рис. 3, б) имеет восходящую ветвь от Q o до Q б . Такие графические ха­рактеристики называются восходя­щими. Из рис. 3, 6 видно, что напору Н А соответствуют две по­дачи Q A и Q 1 . Изменение подачи насоса наступает внезапно, сопро­вождается сильным шумом и гид­равлическими ударами, сила которых зависит от диапазона изменения подачи и длины трубопровода. Ра­бота насоса в пределах подачи от нуля до Q 2 называется областью неустойчивой работы.

Характеристики, не имеющие воз­растающей ветви, называются ста­бильными. Режим работы насосов, имеющих стабильную рабочую ха­рактеристику Н -Q , протекает ус­тойчиво во всех точках кривой. Форма характеристики Н -Q за­висит от коэффициента быстро­ходности насоса n s , чем больше коэффициент быстро­ходности, тем круче кривая Н -Q .

При стабильной пологой харак­теристике напор насоса даже при значительном изменении подачи из­меняется незначительно. Насосы с пологими характеристиками целе­сообразно применять в системах, где при постоянном напоре тре­буется регулирование подачи в широких пределах, например в безбашенной системе водоснабжения

Е. А. Прегер на основании анали­за характеристик Н- Q составил уравнение, дающее аналитическую зависимость между параметрами Q и Н

H = а 0 +Qa 1 +Q 2 a 2

Ограничиваясь лишь рабочей частью характеристик Н- Q , можно упростить указанное уравнение, а именно:

для насосов чистой воды H = a - bQ 2

а для насосов сточных вод H = a - bQ .

Приведенные уравнения справед­ливы в пределах, где рабочие ха­рактеристики Н- Q могут быть при­няты за прямую или квадратич­ную кривую. Коэффициенты а и b постоянны и их значения установ­лены для выпускаемых типоразме­ров насосов.

Универсальная характеристика насоса

Универсальная характеристика позволяет наиболее полно исследо­вать работу насоса при переменных частоте вращения, КПД и мощности насоса для любой режимной точки.

Необходимо отметить, что режим работы насоса с пониженной час­тотой вращения допускается, но по­вышение частоты вращения больше чем на 10-15 % должно быть со­гласовано с заводом-изготовителем.

Требования потребителей по по­даче и напору чрезвычайно раз­нообразны и экономически нецеле­сообразно изготовлять насосы для каждого расчетного случая.

Пространство (на рис. 5 за­штриховано), заключенное между характеристиками Н- Q при номи­нальном размере колеса и Н cp - Q cp при максимально допустимой срезке колеса (линия б) и извилистыми линиями, соответствующими по­дачам в пределах рекомендуемых отклонений КПД, называется полем насоса - рекомендуемая область применения насоса.

В каталогах-справочниках при­водятся сводные графики полей насосов. По этим графикам удоб­но подбирать насос на заданный режим работы.

n, cp =1-(1- )(D / D cp ) 0,25 .

Экспериментальное исследование n| ср показывает, что при срезке коле­са КПД изменяется незначительно в зависимости от коэффициента быстроходности. С достаточной сте­пенью точности можно принять, что КПД насоса уменьшается на 1 % на каждые 10 % срезки колеса с коэффициентом быстроходности n s = 60÷200 и на 1 % на каждые 4 % срезки при n s = 200÷300.

В зависимости от коэффициента быстроходности рекомендуются сле­дующие пределы срезки колес:

60

120

200

При применении центробежных насосов важно знать характер изменения одних величин в зависимости от других. Удобно независимой величиной считать расход жидкости в системе труб, обслуживаемых данным насосом. Таким образом, производительность насоса Q в этом смысле есть независимая переменная. Изменение остальных параметров в большей или меньшей мере зависит от изменения расхода. Гидравлические величины насоса Q, Н и каждая в отдельности зависят от изменения скоростей в рабочем колесе, поэтому между ними существует связь, определяющая внешнюю характеристику насоса.

Рис. 10. Теоретические характеристики Рис. 11. Формы лопаток рабочего колеса центробежных насосов.

Сначала найдем связь между теоретическим напором и расходом. Для этого воспользуемся основным уравнением и выражением .

Принимая во внимание уравнение неразрывности и исключая из уравнений неизвестные и путем рассмотрения параллелограмма скоростей на выходе из рабочего колеса найдем зависимость

Из рис. 7 имеем: , где . Следовательно

Подставляя значение в основное уравнение получим .

В этом уравнении при постоянном числе оборотов рабочего колеса , , - постоянные. Если обозначить и , получим уравнение .

Графически в координатах уравнение представляет семейство прямых, исходящих из одной точки , с различными углами наклона к осям в зависимости от значения угла между относительной и окружной скоростью на выходе из рабочего колеса (рис. 10).

Проанализируем влияние угла на теоретическую характеристику насоса. Из рассмотренного (рис. 11) видно, что при характеристика нисходящая, что соответствует рабочему колесу с лопатками, загнутыми назад по отношению к направлению вращения. При характеристика параллельна оси , а лопатки рабочего колеса радиальные.

Рис. 12. Характеристики центробежного насоса: а) построение характеристики Н-Q; б) характеристика Н-Q, N-Q, -Q.

При характеристика восходящая, а лопатки рабочего загнуты вперед по направлению вращения. Таким образом, при возрастании угла все большая доля напора создается в форме скоростного напора. Этот скоростной напор должен быть преобразован в давление в диффузорной части отвода, что связано с большими гидравлическими потерями.

Следовательно, гидравлические потери в насосе с лопатками, изогнутыми вперед по ходу, значительно больше, чем в насосе с лопатками, загнутыми назад. Кроме этого, насосы с лопатками, изогнутыми вперед, весьма чувствительны к изменению режима работы. В связи с этим на насосных станциях, где главным критерием их качества является экономичность, применяют насосы с лопатками, загнутыми назад.

Для получения расчетной характеристики насоса необходимо учесть допущения, которые были приняты при выводе основного уравнения:

Теоретический напор при конечном числе лопаток всегда будет меньше полученного из основного уравнения. Это уменьшение учитывалось коэффициентом поэтому прямая теоретического напора насоса с конечным числом лопаток без учета потерь находится по условию и она пройдет ниже (см. линию Нт, рис. 12а).

При расчете необходимо учесть потери напора, которые состоят из:

• потерь на трение в каналах рабочего колеса;
• потерь на входе в рабочее колесо и переходе в направляющий аппарат;
• потерь, связанных с вращательным движением жидкости и отрывом от стенок.

При расчетной производительности потери на входе минимальны, но при изменении расхода в ту или другую сторону относительные скорости на входе и выходе из рабочего колеса не совпадают с направлением касательных к лопатке, что приводит к увеличению потерь. В результате всех перечисленных потерь действительная (рабочая) характеристика насоса имеет вид кривой (см. кривую Q - H на рис. 12 а), причем расчетом невозможно точно установить характер этой кривой.

Рис. 13. Схема стенда для энергетических испытаний насоса: 1 - насос; 2 - мотор-динамометр; 3 - тахометр; 4 - манометр; 5 - вакуумметр; 6 - всасывающая труба; 7 - сливная труба; 8 - поворотный патрубок; 9 - мерный бак; 10 - указатель уровня воды.

Эта кривая получается путем испытания насоса на специальной установке. В точке А кривая H, полученная опытным путем, ближе всего подходит к кривой и чем меньше расстояние между этими кривыми, тем совершеннее насос.

Рабочие характеристики центробежных насосов получают при постоянном числе оборотов, изменяя производительность насоса и соответствующий ей напор, мощность и коэффициент полезного действия. Обычно результаты испытания насоса изображают на одном графике в виде трех кривых: , характеризующих работу насоса с энергетической точки зрения.

Совокупность этих трех экспериментальных кривых называют рабочими характеристиками насоса. Рабочие характеристики, полученные при испытании насоса, являются основными техническими документами, характеризующими энергетические свойства насоса. Они прилагаются к техническому паспорту и используются как исходный материал при подборе насосов и эксплуатационных расчетах.

На рис. 12б изображена рабочая характеристика «центробежного насоса. На этой характеристике нанесены кривые H, N и функции от Q. Для снятия рабочих характеристик насоса необходимо оборудовать испытательный стенд с приспособлениями для измерения параметров насоса.

Схема стенда показана на (рис. 13). Испытуемый насос 1 является основным агрегатом стенда, а питание насоса принято по циркуляционной cxeме. Жидкость всасывается из резервуара большой емкости и подается в мерный бак 9, откуда снова возвращается в резервуар. Регулирование расхода производится задвижкой 11. На заводских и лабораторных стендах применяются устройства для непосредственного замера крутящего момента на валу насоса.

Этой цели могут служить крутильные динамометры, «позволяющие судить о передаваемом моменте по углу закручивания стержня, но чаще применяют мотор-динамометры 2 (балансирные электромоторы), у которых статор имеет возможность качаться на опорах, и момент, возникающий между статором и ротором, можно измерять на статоре с помощью весов. Зная число оборотов по показаниям тахометров и учитывая потери в самом электромоторе, легко определить мощность на валу насоса.

При более точных измерениях число оборотов фиксируют по показаниям тахоскопов или электроимпульсных счетчиков с точным отсчетом интервалов времени подачи импульсов. Измерение производительности насоса можно производить по-разному. При расходах до 20 л/сек измерение проще всего делать объемным способом. При помощи секундомера или устройства для отсчета интервалов времени определяется время наполнения объема V0, а затем вычисляется расход , где T - время наполнения в сек.

Для измерения больших расходов применяют водомеры Вентури или мерные шайбы, установленные на прямом горизонтальном трубопроводе. Для водомеров и мерных шайб имеются коэффициенты, позволяющие вычислять расход по показаниям дифференциального манометра, пользуясь формулой , где С - коэффициент, зависящий от вида водомерного устройства, рабочей жидкости в дифманометре и диаметра трубопровода; h - перепад по манометру в м ст. жидкости.

Измерение напора производится по показаниям двух приборов: вакуумметра, установленного на входе в насос, и манометра, установленного на выходе из насоса. Последние могут быть пружинные или жидкостные. Вакуумметр следует применять жидкостный, для точного определения вакуума на входе в насос. Перед каждым испытанием необходимо проверять приборы и регулярно продувать соединительные трубки.

Переводя показания приборов в метры Столба жидкости, для подсчета манометрического напора получим формулу , где - напор по манометру; - вакуум по вакуумметру; - поправка на вертикальное расстояние между манометром и вакуумметром (рис, 13). Если нагнетательный я всасывающий патрубки имеют разные диаметры, то полный напор Н равен , где - скорость во всасывающем патрубке; - скорость в нагнетательном патрубке. Общий к. п. д. насоса подсчитывается по уравнению (формула) где (формула).

Кроме энергетических испытаний проводят также кавитационные испытания насосов. Эти испытания можно проводить либо на универсальном стенде, либо на специальном кавитационном стенде. Целью кавитационных испытаний является получение допустимого значения вакуума на входе в центробежный насос НВдоП) при котором еще нигде не наблюдается холодное кипение жидкости.

Как уже указывалось в § 3, при понижении давления у входа в рабочее колесо ниже давления насыщенных паров данной жидкости при обычной температуре последняя вскипает. Указанное явление называют кавитацией. Когда говорят о кавитации в насосах, то под этим понимают комплекс явлений, сопровождающих вскипание жидкости:

Рис. 14. Кавитационные разрушения лопаток рабочих колес.

• Выделение пара и растворенных газов в тех местах, где давление жидкости становится равным давлению ее насыщенных паров.
• Местное повышение скорости в местах скопления пузырьков пара и движение жидкости в смеси с пузырьками газа.
• Конденсация пузырьков, увлеченных потоком в область повышенного давления; при конденсации жидкость устремится к центрам исчезнувших пузырьков газа.

Это сопровождается быстрым повышением давления с сильными и частыми местными ударами, похожими на уколы, что приводит к навигационному разрушению поверхности лопаток на выходе из рабочего колеса (эрозия, ом. рис. 14).4). Химическое разрушение металла в зоне кавитации кислородом воздуха, который выделяется из жидкости в месте пониженного давления (коррозия).

Все это сопровождается характерным кавитационным треском и вибрацией насоса. Особенно сильно кавитационному разрушению подвержены чугуны и углеродистые стали, более устойчивы в этом отношении бронза и нержавеющая сталь. В последнее время в крупных насосах наряду с улучшением качества материалов для экономии высококачественных материалов применяют защитные покрытия деталей, подверженных действию кавитации.

Защитные покрытия встречаются следующих видов: наплавка поверхности твердым сплавом, металлизация поверхности в холодном состоянии, местная поверхностная закалка, тщательная обработка поверхности, покрытие основного металла тонкими пластинками нержавеющей стали.

Причиной кавитации может быть:

• низкое барометрическое давление на входе во всасывающую трубу,
• большая высота расположения насоса над уровнем жидкости,
• высокая температура жидкости,
• большие потерн напора во всасывающей трубе.

Рис. 15. Схема кавитационного стенда: 1-насос; 2-резервуар; 3-вакуумметр; 4-водомер Вентури; 5-задвижка; 6- манометр; 7-вакуум-насос.

Кавитация в центробежных насосах недопустима, так как это уменьшает к.п.д., напор и производительность насоса при одновременном повреждении деталей насоса.

Рис. 16. Кавитационная характеристика центробежного насоса.

Для определения кавитационных особенностей насосов составляются кавитационные характеристики Нвлоп =f(Q), полученные путем обработки результатов кавитационных испытаний. Кавитационный стенд представляет собой замкнутую циркуляционную систему, состоящую из насоса, всасывающего и напорного трубопроводов, герметичного резервуара, верхняя часть которого заполнена воздухом.

Откачивая воздух из резервуара, можно поддерживать различное пониженное давление на входе в насос (рис. 15). Так как система замкнута, то это приводит лишь к общему падению давления в системе без нарушения режима работы. Как показал опыт, в определенных границах изменение показания вакуумметра Hв значения Q, Н и остаются неизменными (рис. 16). При уменьшении давления в резервуаре 2 до некоторого значения Нв появляется шум, характеризующий наступление кавитации, но значения Q, Н и еще не претерпевают заметных изменений.

При дальнейшем понижении давления Q, И и начинают падать, кавитационный шум усиливается и в конечном счете происходит срыв работы насоса. При полном кавитационном срыве шум становится менее резким. Точно трудно установить момент начала воздействия кавитации, в связи с чем за допустимую вакуумметрическую высоту всасывания Hвкоп принимают то значение, при котором напор насоса Н при неизменной производительности уменьшается на 1÷2% от своего первоначального значения.

Проводя серию испытаний при различных расходах, устанавливают допустимое значение вакуумметрической высоты всасывания для каждого Q. На основании этих данных строят кривую Нвкоп=f(Q) и добавляют ее к рабочей характеристике. Таким образом получают график с нанесенными четырьмя кривыми: Н - Q; N - Q; - Q, Hвдоп-Q которые полностью характеризуют работу центробежного насоса по фактическим данным энергетических и кавитационных испытаний (рис. 17).

Рис. 17. Рабочая характеристика насосов 4К-8. Рис. .18. Подобие режимов работы.

"Видео о компании"

«Благодарим за посещение сайта компании «Горный родник». Будем рады подготовить
для Вас необходимую техническую документацию для проектирования. И в сжатые
сроки изготовим блочные очистные сооружения и современные комплектные насосные
станции «Родник» для жилого района или промышленного объекта.»