Нефтепромысловые машины и механизмы

Тогда

где D2— внешний диаметр рабочего колеса в м.

Из уравнения (III. 14) следует, что создаваемый насосом напор пропорционален квадратам внешнего диаметра рабочего колеса и числа оборотов колеса в минуту. Величина К завысит в основном

правляющим аппаратом его принимают от 6 до 9°, а для насосов без

основании этих данных можно определить значение действительц0Г() напора Я д.

§ 40. Подача центробежн°го насоса

Основой для определения подачи центробежного насоса, т. е. количества жидкости, протекающего через Ра^очее колесо в секуцду? может служить известное уравнение расх°Да жидкости

Q = Fv.

Для рассматриваемого случая (рис. 78)

В уравнении (III. 15) площадь живого сечения колеса на внешней окружности можно выразить

F =■- кл /^2^2»

где к — коэффициент стеснения потока жидкости, учитывающий площади, занимаемые концами лопаток.

Рис. 78. Живое сечение на выходе жидкости из рабочего колеса.

Этот коэффициент в зависимости от числа и толщины лопаток находится в пределах 0,92—0,95. Следовательно, теоретическую подачу центробежного насоса можно представить формулой

где

Назовем ф коэффициентом угла наклона лопаток. Заменив и2 = -л ^ 2— , получим

ИЛИ

QT= 0,164 Хф D0b2n.

Отсюда видно, что подача центробежного насоса пропорциональна квадрату внешнего диаметра колеса, ширине его, числу оборотов и коэффициенту ф, зависящему от изменения углов а2 и |32. Пре­ делы изменения ф = 0,09 -f- 0,13. Действительная подача Q не­ сколько меньше QT:\

Q = QTI

где т]и — коэффициент утечки или объемный к. п. д., учитывающий щелевые потери жидкости через зазор между колесом и кожухом. Эти утечки жидкости обусловлены разностью давлений на выкиде и приеме колеса.

Следовательно, количество жидкости, протекающей через колесо, больше действительной подачи насоса в напорную линию. Для уменьшения утечек указанный зазор делают небольшим — примерно 0,3—0,6 мм. Величина v\v в зависимости от конструкции и размеров насоса изменяется в пределах 0,92—0,98. Таким образом, подачу

нормальной подаче насоса при данном напоре Н , определяемом по формуле (III. 14).

При других режимах работы насоса подача будет изменяться в зависимости от изменений напора согласно характеристике насоса.

§ 41. Мощность и коэффициент полезного действия центробежного насоса

Мощность, потребляемую центробежным насосом, определяют так же, как и для поршневых насосов:

фициент полезного действия ц учитывает все потери в насосе —

на трение жидкости, протекающей во всасывающем подводе, рабочем колесе, спиральной камере и трубном расширителе (диффузоре).

В многоступенчатых насосах добавляются еще потери в переход­ ных каналах между ступенями. Эти потери выражаются гидравли­ ческим к. п. д. г]г, который изменяется в пределах 0,7—0,9, в зависиiMOCTii от конструкции, числа ступеней и оборотов.

О б ъ е м н ы е п о т е р и определяются утечками через зазоры

затрачиваемой на преодоление трения в подшипниках и сальниках. К механическим относят также потери на трение наружных поверх­ ностей дисков рабочего колеса о жидкость. Механические потери обозначают через т)м; они колеблются в пределах 0,85—0,97.

В итоге общий к. п. д. центробежного насоса состоит из произве­

и величина общего к. п. д. насоса. Обычно изменение общего к. п. д. изображают кривой ц = / (Q) в характеристике центробежного насоса.

§ 42. Явление кавитации и допустимая высота всасывания

Неполадки в центробежных насосах возникают в результате несоблюдения условий входа жидкости в насос.

Если в отдельных областях насоса давление понизится до давле­ ния насыщенных паров, то в этих областях начнется вскипание жидкости с образованием в канале воздушных карманов, нарушаю­ щих плавность потока. Эти карманы заполняются парами.

Пузырьки паров увлекаются движущимся потоком и, попадая в сферу более высокого давления, конденсируются. Процесс конден­ сации происходит очень интенсивно. Частицы жидкости, стремясь заполнить область конденсирующегося пузырька, движутся к его центру с очень большими скоростями. При завершении процесса конденсации частицы жидкости внезапно останавливаются, в резуль­ тате чего кинетическая энергия этих частиц переходит в энергию давления, причем местное повышение давления достигает значитель­ ной величины (сотен атмосфер).

Описанный процесс сопровождается местными гидравлическими ударами, повторяющимися десятки тысяч раз в секунду. Это явление называется кавитацией, которая может возникнуть как в стационар­ ной, так и в движущейся части насоса.

Кавитация сопровождается сильным шумом, треском, вибрацией насоса, вызывает разрушение металла, понижает напор, производи­ тельность и к. п. д. насоса.

Кроме механического разрушения металла, кавитация вызывает его коррозию. Особенно быстро разрушается чугун. Разрушаются и более стойкие металлы — бронза, нержавеющая сталь. Поэтому в работе насоса нельзя допускать кавитацию, а высота всасывания должна быть такой, при которой возникновение кавитации невоз­ можно.

При эксплуатации центробежных насосов кавитация может возникнуть при понижении уровня жидкости во всасывающем резервуаре ниже расчетного, повышении температуры перекачивае­ мой жидкости, неправильной установке и неправильном монтаже насоса.

Высота всасывания определяется расстоянием, отсчитываемым по вертикали от оси колеса насоса до свободного уровня в резервуаре, из которого жидкость откачивается насосом. Если уровень жидкости находится ниже оси насоса, то высота всасывания положительна, а если выше оси насоса (подпор), то отрицательна. Высота всасыва­ ния центробежного насоса зависит от ряда факторов: барометри­ ческого давления (с уменьшением этого давления всасывающая способность насоса уменьшается); упругости паров перекачивае­ мой жидкости, зависящей от ее температуры; вязкости перека­ чиваемой жидкости и сопротивления всасывающего трубопровода; кавитационного запаса, необходимого для нормальной работы насоса.

С целью уменьшения потерь во всасывающем трубопроводе уменьшают по возможности его длину, делают его более прямым, устанавливают минимальное количество арматуры, избегают воздуш­ ных мешков, снижают скорость движения жидкости. Для практи­ ческих целей высоту всасывания центробежного насоса (в м) можно определить с достаточной точностью по опытной формуле, предложен­ ной С. С. Рудневым:

где Hs — допустимая высота всасывания, отнесенная к горизонталь­ ной оси рабочего колеса в м cm. жидкости; На — давление на свобод­

обеспечить безударный вход жидкости в колесо с радиальной ско? ростыо 2—4 м/сек. Входные кромки лопаток всегда располагают по направлению вращения колеса, т. е. угол 0г <С 90°, и принимают в пределах 14—20° При этом частицы жидкости в момент входа в колесо не получают толчка со стороны лопатки и последняя плавно увлекает жидкость во вращение, оказывая на нее Да­

ствовать тому условию, чтобы скорость с2 была радиально направлена и равна своей радиальной составляющей ст2.

Очевидно, что для этого необходимо, чтобы sin а2 был равен единице и а2 = 90° (рис. 80, а); тогда cos а2 = 0 и по основному уравнению (III. 9) напор И будет тоже равен нулю, т. е. насос не будет развивать напора. Следовательно, работа насоса будет затра­ чиваться только на изменение относительной скорости w2 и жидкость будет сходить с лопаток с той же скоростью, с которой она поступила на лопатки.

Если 0о возрастет от своего минимального значения, то точка сопряжения скоростей в треугольнике скоростей передвигается вправо. Для 02 = 9ОО величина с2 Cosa2 делается равной ич (рис. 80, б), благодаря чему из основного уравнения величина дости­ гаемого напора получается равной

При дальнейшем возрастании угол 02 становится больше 90°

Весь напор при этом будет получен в виде кинетической энергии. Этот случай необходимо считать предельным для 02. В насосах весь напор преобразуют в приращение потенциальной энергии (энергии давления), так что кинетическая (скоростная) энергия потока после лопастного колеса должна быть преобразована в давле­ ние в спиральной камере или в направляющем аппарате, а затем в диффузоре (коническом расширителе). Так как преобразование кинетической энергии потока в давление в расширителях связано с потерями, то выгоднее большую часть напора получать в форме давления непосредственно в самом рабочем колесе. Отсюда следует, что насосы, имеющие рабочие колеса с углом 02 > 90° и, следова­ тельно, большую скорость с2, должны давать меньший гидравли­ ческий к. п. д., чем те насосы: в которых угол 02 «< 90° и, следова­ тельно, небольшая скорость с2. Практически значения угла 02 при­ нимают в пределах 20—35°.

§ 44. Осевое давление

При работе центробежного насоса возникает осевое давление, обусловленное неравенством нагрузки от давления жидкости на обе внешние поверхности рабочего колеса. Осевое усилие, возникаю­ щее при этом, стремится сдвинуть вал с насаженным на нем колесом в сторону, обратную направлению движения жидкости, поступающей в колесо. Осевое усилие может достигнуть значительной вели­ чины у многоступенчатых насосов, разви­ вающих значительные напоры.

Для определения осевого давления рас­ смотрим схему на рис. 81 (рх — давление со стороны всасывания, р 2 — давление в зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом, причем р 2 >> р х). Благодаря раз­ ности давлений должен установиться ток

жидкости через щели и неплотности в уплотнениях из пространства на периферии рабочего колеса в пространство всасывания через полость С. Жидкость, заполняющая полость С, совершает цращательное движение вместе рабочим колесом. Развивающаяся при