2.10. Потери энергии в лопастных насосах

Потери энергии в лопастных насосах, в зависимости от природы их происхождения, можно объединить в три группы: гидравлические, объемные и механические. Поскольку перечисленные потери не всегда представляется возможным описать с достаточной степенью точности теоретически, то мы ограничимся их описанием с качественной стороны.

Гидравлические потери. Этот вид потерь обусловлен трением жидкости о поверхность проточных каналов, изменением направления и скорости движения жидкости в проточной части насоса (в конфузоре, в межлопаточных каналах, в спиралеобразном отводе и диффузоре), преобразованием динамического напора в статический. Гидравлические потери значительны и, как правило, они больше других потерь.

Количественно эти потери оценивают гидравлическим к.п.д. η_г:

η_г=, (30)

где -потери напора на преодоление гидравлических сопротивлений.

Величина гидравлического к.п.д. у современных конструкций лопаточных насосов изменяется от 0,7 до 0,9.

Потери напора на преодоление гидравлических сопротивлений в общем виде можно представить следующим образом:

=,(31)

где -коэффициент местных сопротивлений проточной части насоса приведенный к входному сечению площадью Ω_вх.; а – коэффициент, объединяющий постоянные величины, а=.

Из выражения (31) следует, что потери напора на преодоление в гидравлических сопротивлений проточной части насоса изменяются по параболической зависимости в функции расхода жидкости.

Объемные потери. К объёмным потерям относят утечки части объёма перекачиваемой насосом жидкости между полостями с различной величиной давления. Эти потери можно условно разделить на внутренние и внешние. Внутренние потери связаны с перетеканием жидкости из выхода насосного колеса к входу (см. рис. 2, 4) через зазор между рабочим колесом и корпусом насоса. Эти потери не сказываются на подаче насоса, однако они приводят к потерям энергии, подводимой к валу насоса.

К внешним потерям относят утечки части объёма жидкости через сальниковые или торцовые уплотнения вала насоса. У технически исправных насосов эти утечки весьма малы и в инженерных расчетах ими можно пренебречь.

Величину внутренних объёмных потерь в общем случае можно определить по формуле:

, (32)

где -площадь сечения зазора в суженой части сечения; - коэффициент расхода, приведенный к суженой части сечения;- разность напора, создающего утечки жидкости между полостями.

Если не принимать во внимание потери напора в конфузоре, спиралеобразном отводе и диффузоре одноступенчатого насоса, то разность напора практически равна величине теоретического напора, создаваемого одной ступенью насоса.

Как следует из выражения (32) для снижения утечек необходимо уменьшать площадь сечения зазора между корпусом и колесом и придавать зазору форму, дающую минимальную величину коэффициента расхода. Вид и форма зазоров между рабочим колесом и корпусом насоса, отвечающих указанным требованиям, приведены на рис. 19.

Рис. 21. Разновидности уплотнений рабочих колес в корпусе насоса.

Из приведенного рисунка видно, что наилучшим уплотнением является тип д) и е), т. к. коэффициент расхода такого уплотнения будет минимальным.

Объемный к.п.д. η_о насоса вычисляют по формуле:

η_о=, (33)

где () – мощность, теряемая на циркуляцию жидкостивследствие наличия объемных потерь.

Величина объёмного к.п.д. у новых и технически исправных насосов достигает 0,97. По мере эксплуатации утечки возрастают и к.п.д. падает.

Механические потери. К механическим потерям относят потери мощности на трение в уплотнениях вала, потери в подшипниках и потери на трение наружных поверхностей дисков рабочих колес о жидкость. Основная доля потерь приходится на дисковое трение. Величина этих потерь может быть вычислена по следующей формуле:

, кВт, (34)

где ν – кинематическая вязкость жидкости; ρ – плотность жидкости; r₂ – внешний радиус колеса; ω – угловая частота вращения колеса.

Потери в подшипниках зависят от их типа. Минимальными потерями характеризуются подшипники качения.

Величина всех механических потерь оценивается механическим к.п.д.:

η_м=, (35)

где N_в –мощность, подведенная к валу насоса; - потери мощности на механическое трение.

Величина механического к.п.д. η_м находится в пределах 0,90 – 0,95.

Коэффициент полезного действия насоса η_н равен произведению частных к.п.д.: η_н= η_г η_о η_м. У современных насосов η_н=0,60 – 0,87.

Баланс энергии в насосе может быть представлен в виде диаграммы, изображенной на рис. 22.