Характеристика центробежного насоса

Основное уравнение центробежного насоса может быть использовано для получения его характеристики. Характеристикой насоса принято называть графическую зависимость его действительного напора от подачи H = f(Q), построенную при постоянной частоте вращения n рабочего колеса. Она во многом определяет эксплуатационные свойства насоса и является важнейшим показателем его работы.

Для преобразования теоретического основного закона [см. формулу (16.4)] в используемую на практике зависимость H = f(Q) прежде всего необходимо преобразовать правую часть (16.4): из нее целесообразно исключить внутренние скорости U₂ и v_2U характеризующие течение жидкости через насос. Учитывая положение векторов на рис. 16.2, а также геометрическую зависимость между катетами ΔU, v_2R и углом β₂ прямоугольного треугольника, получим

Скорость нормальна к цилиндрической поверхности S₆ = πDb₂ (см. рис. 16.1), которая является сечением потока, выходящего из рабочего колеса, и поэтому связана с подачей насоса известной зависимостью:

Тогда

Подставив это выражение для v_2R в формулу (16.5), а затем в (16.4), будем иметь математическую зависимость

а с учетом известного соотношения для окружной скорости U₂ = ωD/2 окончательно получим для теоретического напора насоса с бесконечным числом лопаток:

Для определения действительного напора следует отказаться от допущений, при которых был выведен основной закон (см. подразд. 16.3).

Прежде всего, необходимо учесть, что рабочее колесо имеет конечное число лопаток и каждая лопатка обладает определенной толщиной (см. первое допущение). Наиболее просто это сделать, введи безразмерный коэффициент влияния числа лопаток k_z. Тогда значение теоретического напора Н _т, учитывающее влияние лопаток, определится по формуле

Величина Н _т представляет собой напор, который создавался бы при отсутствие потерь напора внутри насоса. Коэффициент k_z, можно считать постоянным для данного насоса, так как он зависит от числа лопаток, соотношения радиусов R₁/R₂ и угла наклона лопаток на выходе

Зависимость (16.7) приведена на рис. 16.4 в графической форме при β₂ <90°. Необходимо иметь в виду, что при β₂ =90° тригонометрическая функция с меняет знак, а при β₂ > 90° можно получить значительно большие напоры (см. штриховые линии на рис. 16.4). Однако у современных насосов β₂ находятся в диапазоне 15…40°, так как при больших углах возрастают абсолютные скорости движения жидкости, резко увеличиваются гидравлические потери и падает коэффициент полезного действия насоса.

Далее необходимо учесть снижение напора из-за гидравлических потерь энергии в проточной части насоса. Действительный напор насоса Н меньше теоретического Н _т на суммарную потерю напора Σh _пот

Зависимость потерь напора от подачи насоса Σh _пот = f(Q) также приведена на рис. 16.4. Представленная зависимость имеет минимальное значение при Q = Q₀. Этот режим является расчетным, и векторы скоростей жидкости в насосе направлены по касательным (или близким к ним траекториям) к обтекаемым поверхностям (лопаткам колеса, спиральному отводу и др.). При отклонении Q от Q₀ условия обтекания ухудшаются, возникают дополнительные вихреобразования и растут потери энергии.

Имея зависимость Σh _пот = f(Q) и пользуясь формулой (16.8), получим действительную характеристику насоса, которая также представлена на рис. 16.4. Такой вид имеют характеристики всех лопастных насосов (центробежных, осевых и диагональных). Необходимо указать, что соотношение действительного Н и теоретического Н _т напоров учитывает гидравлические потери в проточной части насоса и представляет собой его гидравлический КПД:

Подробнее вопросы КПД будут рассмотрены в подразд. 16.5.

В заключение следует отметить, что, кроме указанного способа, характеристики лопастных насосов могут быть получены экспериментально или с помощью формул теории подобия лопастных насосов (см. подразд. 16.6).