Лопастные центробежные насосы и их эксплуатация

Лопастные центробежные насосы на судне играют важную роль в системах жидкостной перекачки и обеспечивают нормальное функционирование различных судовых систем. В данном материале рассмотрим виды и конструктивные особенности насосов, различные характеристики и области применения на судне.

СодержаниеСвернуть

Общие сведения о центробежных насосах
Классификация лопастных насосов
Уравнение Эйлера. Форма рабочих лопаток и КПД центробежных насосов
Преобразование динамического напора в статический и способы уравновешивания осевой силы
Различные конструкции центробежных насосов
Эксплуатация центробежных насосов, их оценка и элементарный расчет

Выбор конкретного типа лопастного насоса зависит от конкретных потребностей судна, таких как объем перекачиваемой жидкости, давление, требования по безопасности и другие факторы. Насосы на судне должны соответствовать морским стандартам и требованиям классификационных обществ.

Общие сведения о центробежных насосах

Из лопастных насосов наиболее распространен центробежный (рис. 1).

Конструкция установки центробежного насоса — Рис. 1 Схема установки центробежного насоса

Принцип действия этого насоса заключается в том, что при вращении лопастного колеса 1, несущего изогнутые лопатки 2, жидкость, поступающая в центр колеса, отбрасывается лопатками к периферии. С лопаток центробежного насоса 4 жидкость поступает в спиральный канал 3 и далее через регулирующую задвижку 5 и клапан 7 по нагнетательному трубопроводу 6 к месту ее назначения.

Непрерывное подсасывание жидкости к лопастному колесу насоса осуществляется благодаря тому, что за отбрасываемой жидкостью образуется разреженное пространство. Вследствие равномерного вращения лопастного колеса 1 центробежного насоса поток жидкости в приемном и нагнетательном трубопроводах 6 будет иметь установившийся характер.

Чтобы не допустить явления кавитации, наибольшая высота всасывания центробежного насоса может быть принята равной 75 % от максимально достижимой теоретической высоты всасывания этого насоса; Z_в = 0,75Z_макс, т. Z_в < Z_макс примерно на 3 м вод. ст.

Центробежные насосы обладают хорошей всасывающей способностью. Высота всасывания у них больше, чем у поршневых насосов, что объясняется отсутствием клапанов и инерционных напоров жидкости. Однако у центробежных насосов отсутствует сухое всасывание. Кроме того, в рассматриваемых насосах может наблюдаться явление кавитации, связанное с потерями энергии в потоке, преобразованием давления в скорость и высотой всасывания. Кавитация возникает при достаточно большой геометрической высоте всасывания, когда давление при входе на лопатки становится настолько малым, что жидкость вскипает и ограничивает высоту всасывания.

Высота всасывания, при которой начинается кавитация, называется критической и зависит от режима работы насоса. При увеличении частоты вращения критическая высота всасывания у всех лопастных насосов уменьшается. При увеличении подачи критическая высота всасывания у центробежных насосов уменьшается, так как давление на линии всасывания падает. Следовательно, при падении давления до давления упругих паров происходит парообразование (вскипание) жидкости в зоне наименьшего давления.

Образовавшиеся кавитационные каверны вместе с перекачиваемой жидкостью и выделенными газами поступают в зону нагнетания (повышенного давления), где пар конденсируется, и в образовавшиеся пустоты устремляется жидкость, увеличивая давление до 1 000 кгс/см² и вызывая удары. Кавитация вызывает механическое повреждение металла (эрозию) и Особенности коррозии в морской и пресной водекавитационную коррозию (ржавление).

Интенсивное ржавление металла там, где возникает кавитация, вызывается тем, что из всех газов вода в большей степени растворяет кислород. Кроме того, в этих местах постоянно снимается поверхностный слой окислов металла, который до некоторой степени предохраняет остальной металл от окисления. Кроме эрозии и коррозии, кавитация вредна также и тем, что при ее появлении поток жидкости, перекачиваемой насосом, теряет часть напора и резко падает КПД последнего. Кавитация сопровождается шумом в насосе, а в отдельных случаях и его вибрацией.

Для предупреждения кавитации и уменьшения ее разрушительного действия необходимо:

не превышать высоту всасывания;
не превышать частоту вращения насоса, указанную в паспорте;
следить за тем, чтобы входные кромки лопаток насоса были закруглены и чисто обработаны, а входные кромки утонены;
не допускать перекачивания жидкости с высокой температурой;
уменьшать сопротивления во всасывающем трубопроводе.

У центробежных лопастных насосов различают следующие КПД:

объемный (или коэффициент подачи),
гидравлический,
индикаторный,
механический.

Объемный КПД центробежного насоса:

η_{о} = 0, 87 \div 0, 92 .

В отдельных случаях η_о может быть увеличен до 0,99.

Гидравлический КПД центробежного насоса:

η_{г} = 0, 7 \div 0, 8 .

Величина η_г в значительной степени зависит от величины коэффициента быстроходности n_s и может быть при n_s = 60 ÷ 100 до 0,87-0,9, а при n_s = 150 – 220 – до 0,94.

Индикаторный КПД центробежного насоса:

η_{i} = 0, 6 \div 0, 8 .

Механический КПД центробежного насоса учитывает трение внешних сторон дисков о жидкость и другие механические потери и составляет:

η_{м} = 0, 75 \div 0, 90 .

Полный КПД центробежного насоса учитывает все КПД и составляет:

η_{н} = 0, 46 \div 0, 79 .

Классификация лопастных насосов

Судовые центробежные насосы могут быть подразделены по различным признакам:

по расположению вала – на горизонтальные и вертикальные;
по величине напора (давления) – на низконапорные с давлением до 5 кгс/см², средненапорные с давлением от 5 до 50 кгс/см² и высоконапорные с давлением свыше 50 кгс/см²;
по способу привода – на электронасосы, турбонасосы и мотопомпы с приводом от ДВС;
по подаче – на насосы малой (до 20 м³/ч), средней (20-60 м³/ч) и высокой подачи (более 60 м³/ч).

Центробежные насосы имеют различные типы колес (рис. 2, а и б), в которых осуществляется осевой подвод жидкости, а выход – радиальный.

Виды рабочих колес лопастных насосов — Рис. 2 Типы рабочих колес лопастных насосов

Полуосевые насосы имеют колеса (рис. 2, в), обеспечивающие осевой подвод жидкости, а выход – по диагонали.

Осевые насосы имеют подвод и отвод жидкости по оси насоса, что обеспечивается колесом, изображенным на рис. 2, г. На рис. 2, д показано колесо вихревого насоса с лопатками на периферии, что позволяет создавать напор за счет многократной рециркуляции жидкости через межлопаточные каналы насоса. Таким образом, насосы могут различаться:

по способу подвода жидкости к колесу – на насосы с односторонним (см. рис. 2, а) и двусторонним (см. рис. 2, б) подводом жидкости; при наличии направляющих аппаратов с неподвижными лопастями – без направляющих аппаратов на выходе жидкости из рабочего колеса, то же, на входе жидкости в рабочее колесо и выходе ее из рабочего колеса, то же, на входе жидкости на рабочее колесо;
по соединению проточных частей – на насосы одноступенчатые (см. рис. 2, а и б), многоступенчатые, у которых проточные части нескольких колес соединены последовательно (рис. 2, е, и), многопоточные, у которых проточные части нескольких колес соединены параллельно (рис. 2, ж), многопоточно-многоступенчатые, у которых проточные части нескольких колес соединены параллельно-последовательно (рис. 2, к, л);
по роду перекачиваемой жидкости – на нефтеперекачивающие и водоперекачивающие насосы, а также насосы, перекачивающие кислоты и щелочи, жидкость с механическими частичками, находящимися во взвешенном состоянии, минеральные масла;
по всасывающей способности – на насосы самовсасывающие, снабженные приспособлением для самовсасывания, и несамовсасывающие, нуждающиеся перед пуском в заливке их жидкостью;
по конструкции корпуса – на насосы однокорпусные, имеющие корпус с одним разъемом, который проходит через ось вала насоса, и секционные, у которых корпус состоит из отдельных секций, имеющих разъем не только в горизонтальной, но и в вертикальной плоскости;
по быстроходности, характеризуемой коэффициентом быстроходности n_s, – на насосы тихоходные, нормальные и быстроходные (табл. 1).

Коэффициентом быстроходности называется число оборотов колеса модельного насоса, который, будучи геометрически подобен оригиналу, создает напор в 1 м при подаче насоса 75 л/с и потребляет мощность в 1 л. с. при наивысшем КПД.

Таблица 1. Коэффициенты быстроходности колес насоса
Колеса насосов
центробежных			диагональных	пропеллерных
Тихоходные	Нормальные	Быстроходные	диагональных	пропеллерных

`n_s = 40 ÷ 80`	`n_s = 80 ÷ 150`	`n_s = 150 ÷ 300`	`n_s = 300 ÷ 600`	`n_s = 600 ÷ 2 000`
$\frac{D_{2}}{D_{0}} \approx 2, 5$	$\frac{D_{2}}{D_{0}} \approx 2$	$\frac{D_{2}}{D_{0}} \approx 1, 8 \div 1, 4$	$\frac{D_{2}}{D_{0}} \approx 1, 2 \div 1, 1$	$\frac{D_{2}}{D_{0}} \approx 0, 8$

Коэффициент быстроходности одноступенчатого насоса (или одной ступени многоступенчатого насоса):

n_{s} = \frac{3, 65 n \sqrt{Q_{с}}}{\sqrt[4]{H^{3}}}, Ф о р м . 1

где:

n – частота вращения колеса в минуту;
Q_с – подача насоса, м³/с;
H – напор, создаваемый насосом, м вод. ст.

Как видно из таблицы, коэффициент быстроходности влияет на форму рабочего колеса. Так, при значениях n_s > 300 колесо насоса настолько изменяет форму, что оно отличается от колеса, в котором повышенное давление жидкости создается в основном за счет действия центробежных сил. Значения коэффициента быстроходности n_s = 300 ÷ 600 свойственны диагональным насосам, а еще большие его значения – осевым или пропеллерным.

При расчете формы колеса центробежного и осевого насосов коэффициент быстроходности n_s помогает выбрать наиболее рациональные размеры колеса, которые при заданных напоре, подаче, частоте вращения обеспечивают наиболее высокое значение КПД. Максимальное значение КПД (90 %) было достигнуто для быстроходных насосов при n_s = 140.

Уравнение Эйлера. Форма рабочих лопаток и КПД центробежных насосов

Жидкость, перекачиваемая под действием центробежной силы насосом, при прохождении через межлопаточные пространства (каналы) рабочего колеса приобретает как потенциальную, так и кинетическую энергию.

На рис. 3, а изображены параллелограммы скоростей на рабочем колесе при входе жидкости на рабочую лопатку и при ее выходе с рабочей лопатки.

Энергия в потоке жидкости увеличивается в результате силового воздействия лопаток колеса на жидкость и соответствующего расхода энергии двигателя, приводящего насос в действие. Напор, развиваемый насосом, может характеризовать удельную энергию, т. е. энергию, приобретенную каждым килограммом массы жидкости.

Член Российской академии наук Л. Эйлер впервые вывел уравнение для определения теоретического напора при следующих допущениях:

а) перекачиваемая жидкость является идеальной жидкостью, исключающей гидравлические сопротивления при ее протекании через проточную часть центробежного насоса;

б) рассматриваемый насос имеет бесконечно большое число лопаток, благодаря чему все частицы жидкости движутся внутри колеса по одинаковым траекториям, имеющим очертания лопастей.

Допущение о бесконечном числе лопаток является условием совпадения линий тока в относительном движении с формой лопаток.

При входе на лопастное колесо частица жидкости приобретает абсолютную скорость c₁, которую можно разложить на окружную u₁ и относительную w₁ скорости.

Окружная скорость u₁ направлена по касательной окружности входных кромок. Относительная скорость w₁ направлена по касательной к контуру лопатки от положения входа.

После того как частица жидкости совершила путь вдоль лопаток колеса, при выходе она обладает абсолютной скоростью c₂, которую можно разложить на окружную u₂ и относительную w₂ скорости. Первая направлена по касательной к наружному контуру колеса, вторая – по касательной к контуру лопатки.

Так как насос представляет собой механизм, преобразующий механическую энергию привода в напор насоса (энергию напора жидкости), то величину напора, полученную при работе насоса в указанных выше условиях, можно определить по формуле В данном материале вывод основного уравнения центробежного насоса сокращен.x:

H_{t \infty} = \frac{c_{2} u_{2} \cos α_{2} - c_{1} u_{1} \cos α_{1}}{g} .

Так как проекция абсолютной скорости на направление окружной скорости u₂ представляет собой тангенциальную составляющую абсолютной выходной скорости c₂, которая может быть обозначена через c_2u, то:

c_{2 u} = c_{2} \cos α_{2} .

Ввиду того что у большинства центробежных насосов отсутствуют направляющие аппараты, при входе жидкости на лопасти во избежание больших гидравлических потерь от ударов жидкости о лопатки принято выбирать угол α₁ = 90°. Но cos 90° = 0, следовательно, произведение:

c_{1} u_{1} \cos α_{1} = 0 .

Таким образом, получаем основное уравнение центробежного насоса, или уравнение Эйлера:

H_{t \infty} = \frac{u_{2} c_{2} \cos α_{2}}{g} = \frac{u_{2} c_{2 u}}{g} . Ф о р м . 2

В связи с тем что в действительном насосе число лопаток конечное, струйное движение жидкости отличается от заданного лопастями рабочего колеса. В результате отрыва жидкости (на некоторых участках с тыльной стороны лопасти) наблюдается появление вихревых зон пониженного давления и возникновение относительного вихря, природа и характер которого иллюстрируются рис. 3, б, что уменьшает величину напора. Кроме того, напор уменьшается и потому, что действительный насос перекачивает реальную, а не идеальную жидкость, в результате чего часть энергии жидкости затрачивается на преодоление сил трения при прохождении по лопаткам; наряду с этим имеют место потери на утечку через зазоры и потери на ударный вход и выход жидкости с колеса и др. Это уменьшение напора для действительного центробежного насоса учитывается коэффициентом циркуляции φ, определяющим влияние конечного числа лопастей, и величиной η_г – гидравлическим КПД. Тогда:

H = \frac{u_{2} c_{2 u}}{g} φ η_{г} . Ф о р м . 3

Значение коэффициента циркуляции можно определить по формуле:

φ = \frac{1}{1 + 2 \frac{ψ}{z} - \frac{1}{1 - {(\frac{D_{1}}{D_{2}})}^{2}}}, Ф о р м . 4

где:

z – число лопастей;
$ψ = 0, 8 - 1, 3,$

или

ψ = (0, 55 - 0, 65) + 0, 6 \sin (180 - β_{2}) . Ф о р м . 5

Значения коэффициента возрастают с увеличением шероховатостей проточной части. Поскольку величина η_г зависит от коэффициента быстроходности, то он может быть найден.

Зависимость величины η_г от коэффициента быстроходности n_s приведена ниже:

Коэффициент быстроходности `n_s`	Гидравлический КПД `η_г`
60-100	0,87-0,90
100-150	0,90-0,92
150-200	0,92-0,94

Полный теоретический напор равен сумме статического и динамического напоров, т. е.:

H_{t \infty} = H_{ст \infty} + H_{дин \infty} . Ф о р м . 6

Это очевидно из другого уравнения Эйлера, полученного с помощью уравнения Бернулли:

H_{t \infty} = H_{ст \infty} + H_{дин \infty} = (\frac{{u_{2}}^{2} - {u_{1}}^{2}}{2 g} + \frac{{w_{1}}^{2} - {w_{2}}^{2}}{2 g}) + (\frac{{c_{2}}^{2} - {c_{1}}^{2}}{2 g}) . Ф о р м . 7

Первый многочлен, заключенный в скобки, является статическим напором, а второй – динамическим.

Из формулы 4, определяющей величину напора, создаваемого центробежным насосом, видно, что на его значение влияют диаметр и частота вращения колеса.

Так как увеличение диаметра колеса ведет к увеличению его габаритных размеров, то идти по этому пути, чтобы получить большой напор, для судовых насосов нежелательно. Повысить напор можно за счет увеличения частоты вращения колеса, что одновременно повышает КПД всей насосной установки. Однако беспредельное повышение частоты вращения колеса насоса вызовет явление кавитации и, кроме того, необходимо будет увеличить его толщину (для повышения прочности).

На рис. 4 приведен график, рекомендованный И. И. Кукалевским, показывающий зависимость предельного напора H насоса от коэффициента быстроходности n_s.

График значений предельного напора — Рис. 4 Значение предельного напора в зависимости от коэффициента быстроходности

Одноколесные насосы, выпускаемые российской промышленностью, создают давление 30 кгс/см² и более, многоступенчатые центробежные насосы – 250 кгс/см² и выше.

С изменением направления лопаток рабочего колеса (угол β₂) меняются составляющие скоростей, сообщаемых жидкости.

На рис. 5 приведена схема изменения направления скоростей на рабочем колесе насоса в зависимости от профиля лопатки.

Изменение направления скоростей на колесе насоса — Рис. 5 Схема изменения направления скорости на рабочем колесе в зависимости от профиля лопаток

Направление вращения – по часовой стрелке:

цифрой I обозначена лопатка, загнутая назад;
цифрой II – лопатка, идущая вдоль радиуса и не имеющая практически изгиба;
цифрой III – лопатка, загнутая вперед.

Обозначения скоростей те же, что на рис. 3.

Рассмотрим влияние угла β₂ на напор, создаваемый рабочим колесом насоса. Для этого воспользуемся формулой 7, которую преобразуем, приняв, что c₁ = c_2r (на практике это условие осуществляется) (рис. 6).

График влияния изменения угла на напор — Рис. 6 График изменения статического и скоростного напора при изменении угла β₂

Из рис. 6, б видим, что:

H_{дин \infty} = H_{t \infty} - H_{ст \infty} = \frac{{c_{2}}^{2} - {c_{1}}^{2}}{2 g} = \frac{{c_{2}}^{2} - {c^{2}}_{2 r}}{2 g} = \frac{{c_{2 u}}^{2}}{2 g} .

Пользуясь выведенными выражениями для H_{дин ∞} и формулой

$H_{t \infty} = \frac{u_{2} c_{2 u}}{g}$

, рассмотрим три случая.

1 β₂ > 90° (рис. 6). При α₂ = 90° проекция c₂ и u₂ будет 2_cu = 0, а следовательно,

H_{t ∞} = 0,

H_{дин ∞} = 0

H_{ст \infty} = H_{t \infty} - H_{дин \infty} = 0 .

Случай, предельный для β₂, когда насос не создает напора.

2 β₂ = 90°. Как видно из рис. 6, а, c_2u = u₂. Следовательно,

H_{t \infty} = \frac{{u_{2}}^{2}}{g},

H_{дин \infty} = \frac{{u_{2}}^{2}}{2 g}, Ф о р м . 8

тогда:

H_{ст \infty} = \frac{{u_{2}}^{2}}{g} - \frac{{u_{2}}^{2}}{2 g} = \frac{{u_{2}}^{2}}{2 g},

т. е.

H_{ст \infty} = H_{дин \infty} .

3 β₂ < 90°. В этом также предельном случае принято c_2u = 2u₂. Тогда:

H_{t \infty} = \frac{2 {u_{2}}^{2}}{g}; Ф о р м . 8

H_{дин \infty} = \frac{4 {u_{2}}^{2}}{2 g} = \frac{2 {u_{2}}^{2}}{g} = H_{t \infty};

H_{ст} = H_{t \infty} - H_{дин} = 0 .

и, следовательно, H_{ст ∞} = 0 (см. рис. 6, а). Насос создает только динамический напор. Для наглядности все данные сведем в табл. 2.

Таблица 2. Влияние угла `β₂` на напор, создаваемый рабочим колесом насоса
`β₂`	`c_2u`	`H_{t ∞}`	`H_{дин ∞}`	`H_{ст ∞} = H_{t ∞} – H_{дин ∞}`
`β₂ > 90°`	0	0	0	0
`β₂ = 90°`	`u₂`	$\frac{u_{2}^{2}}{g}$	$\frac{u_{2}^{2}}{2 g}$	$\frac{u_{2}^{2}}{2 g}$
`β₂ < 90°`	`2u₂`	$\frac{2 u_{2}^{2}}{g}$	$\frac{2 u_{2}^{2}}{g}$	0

Как видно из таблицы, лопатки, загнутые вперед (β₂ < 90°), создают наибольший напор. Однако и мощность, необходимая для вращения рабочего колеса такого насоса с ранее принятыми частотой вращения и подачей, также будет больше, так как:

N = mgH_{t ∞}.

Кроме того, для преобразования динамического напора в статический устанавливают диффузоры, которые снижают общий КПД колеса. По этой причине центробежные насосы с лопатками, загнутыми вперед, не строят. При дальнейшем уменьшении угла β₂ (по сравнению с принятым в третьем случае) величина H_{ст ∞} будет иметь отрицательное значение, что указывает на разрыв потока жидкости в системе насосной установки. Лопатки, загнутые назад (β₂ > 90°), могут создавать в необходимых соотношениях H_ст и H_дин без дополнительных преобразователей (диффузоров). Выпускаемые промышленностью центробежные насосы обычно имеют β₂ = 160 ÷ 150°. При дальнейшем увеличении β₂ по сравнению с предельным в первом случае рабочие лопатки будут являться лопатками водяной турбины с внутренним подводом рабочей жидкости.

Следует отметить, что малым значениям угла β₂ соответствуют большие абсолютные скорости, в связи с чем увеличиваются гидравлические потери и затрудняется преобразование динамического напора в статический. Кроме того, при малых значениях угла β₂, ввиду большого значения абсолютной скорости, основную часть общего напора составляет скоростной напор, находящийся в квадратичной зависимости от скорости, поэтому даже ее незначительные изменения вызывают резкие колебания величины напора.

Пройдите этот тест полностью на нашем сайте, по ссылке: Тренировочный CES CBT тест онлайн для моряков по теме Pumps and Pumping Operations

В зависимости от изменения давления на рабочем колесе при выходе по сравнению с давлением при входе лопастные (в том числе центробежные) насосы могут быть реактивными и активными. Если в рабочем колесе осуществляется увеличение потенциального напора, т. е. если давление на внешнем радиусе колеса получается больше, чем перед колесом, такой насос является реактивным. Если же в межлопаточных каналах колеса давление не увеличивается, такой насос является активным. Все существующие насосы являются реактивными, и экономичность их работы характеризуется коэффициентом реактивности, которым называют отношение потенциального напора колеса к полному напору. Коэффициент реактивности показывает, какая доля потенциальной энергии используется относительно общего напора, и имеет значения, лежащие в пределах 0,65-0,75.

Так как рабочие лопатки лопастного колеса имеют определенную толщину и занимают часть проходного сечения колеса, то абсолютная скорость жидкости в момент поступления на колесо будет несколько больше, чем скорость в приемном патрубке. Если скорость жидкости в приемном патрубке центробежного насоса может быть принята в пределах 3-5 м/с, то абсолютная скорость жидкости в момент входа на лопатку будет в 1,1-1,2 раза больше. Для уменьшения сопротивления жидкости в центробежных насосах рекомендуется закруглять входную и заострять выходную кромки лопаток, загнутых вперед. Лопатки, загнутые вперед, широко применяются в центробежных вентиляторах. В центробежных насосах они используются очень редко. На заводах, выпускающих центробежные насосы, число лопаток z определяют в зависимости от значений коэффициента быстроходности n_s:

при n_s = 40 ÷ 60 z = 9;
при n_s = 60 ÷ 150 z = 8;
при n_s = 150 ÷ 180 z = 6.

Преобразование динамического напора в статический и способы уравновешивания осевой силы

Колесо центробежного насоса при вращении сообщает перекачиваемой жидкости повышенную скорость (не менее 50 м/с), с которой она не может быть подана в Насосы и системы трубопроводовнагнетательный трубопровод. Наряду со скоростным (или динамическим) напором насос также создает статический напор (давление жидкости). Преобразование энергии скорости (динамического напора) в давление (статический напор) происходит в соответствии с основными уравнениями гидравлики (уравнение Д. Бернулли и уравнения сплошности), действующими для установившихся сплошных потоков.

Устройствами, осуществляющими указанное преобразование и сбор жидкости, являются:

спиральные отводные каналы (улитки), направляющие лопаточные аппараты;
кольцевые диффузоры (безлопаточные кольца) и смешанные устройства – лопаточные аппараты, совмещенные со спиральными каналами в одноступенчатых насосах.

Однако последние применяются редко из-за сложности конструкции и увеличения массы и габаритных размеров.

На рис. 7, а показан спиральный отводной канал, в который попадает жидкость с рабочих колес центробежного насоса.

Схема преобразования напора в насосе — Рис. 7 Преобразование динамического напора в статическое

Наименьшее поперечное сечение канала расположено в начале выхода потока жидкости из центробежного насоса и называется языком; наибольшее поперечное сечение канала расположено у его окончания при переходе в диффузор или в месте соединения с нагнетательным трубопроводом. Сечения спиральных отводных каналов увеличиваются постепенно, а сама спираль практически имеет форму спирали Архимеда, так как рассчитывать спиральный канал с учетом гидравлических сопротивлений довольно сложно.

Спиральные отводные каналы применяются в одно- и многоступенчатых насосах. В одноступенчатых насосах с большими напорами чаще применяются направляющие лопаточные аппараты, которые обеспечивают более высокий КПД, чем каналы, и устраняют возможность возникновения и действия на ротор боковых усилий. В многоступенчатых насосах применяются в равной степени спиральные отводные каналы и направляющие лопаточные аппараты. Форма поперечного сечения канала (трапеция, круг и т. д.) не имеет большого значения.

В связи с тем, что при изменении направления движения жидкости в канале уменьшение ее скорости связано с большими потерями напора и уменьшением КПД, наибольший диаметр спирального отводного канала (на рисунке расстояние 1-9) делают примерно равным 60 % диаметра трубопровода, в который будет подаваться жидкость центробежным насосом. Скорость воды, отбрасываемой лопатками насоса в сечении 1-9 канала, уменьшится на 20-25 %. Для дальнейшего уменьшения скорости жидкости спиральная часть канала переходит в диффузор, расширяющийся на конус, но на прямом участке. Угол увеличения конусности диффузора выбирают в пределах 8-10°. Скорость движения жидкости, выходящей из диффузора, обычно не превышает 4-5 м/с. Для дальнейшего уменьшения скорости жидкости до 1,5-2,5 м/с между диффузором и нагнетательным трубопроводом устанавливают конический патрубок с углом конусности до 10°.

На рис. 7, б изображен направляющий лопаточный аппарат, применяемый в насосах, развивающих большой напор. Этот аппарат обеспечивает более высокий КПД насоса. Действие направляющего аппарата заключается в том, что жидкость, отбрасываемая лопатками насоса, поступает в каналы между направляющими лопатками, где ее скорость плавно уменьшается до 2-4 м/с. С уменьшением скорости пропорционально увеличивается давление в потоке жидкости. Межлопаточные каналы направляющего аппарата имеют увеличивающиеся сечения от входного сечения AB к месту выхода жидкости из канала (на рис. 7, б показаны только две лопатки направляющего аппарата). Угол конусности между плавно расходящимися стенками канала выбирают в пределах 15°. Для обеспечения спокойного движения жидкости перед входом в направляющий аппарат участок CA в направляющих лопатках вычерчивают по логарифмической спирали.

Уравновешивание осевой силы в центробежных насосах необходимо для предотвращения сдвига вала насоса и сидящих на нем рабочих колес. Осевая сила возникает при одностороннем подводе жидкости в одноступенчатых насосах, а также вследствие неодинаковой нагрузки и реакции воды на внешние стороны рабочих колес многоступенчатых насосов.

Для выяснения способов уравновешивания осевой силы рассмотрим рис. 8, а.

Уравновешивание осевой силы в насосах — Рис. 8 Выравнивание осевого давления

На рисунке приняты следующие обозначения:

p_в – давление во всасывающем трубопроводе, т. е. давление всасывания центробежного насоса;
p_н – давление нагнетания, распространяющееся также в зазоры 1 и 2 между рабочим колесом и корпусом насоса.

Давление нагнетания в зазоре 2 по мере приближения к валу под влиянием центробежной силы несколько уменьшается до величины p′_н.

Эпюра этих сил построена на рис. 8, а.

Разность давлений p_н и p_в вызывает сдвиг колеса и вала справа налево.

Осевое давление для насоса, изображенного на рис. 8, будет равно разности давлений по обе стороны рабочего колеса, т. е.:

P = \frac{π {D_{0}}^{2} - π {d_{в}}^{2}}{4} (p_{н} - p_{в}) . Ф о р м . 9

Следовательно, осевая сила тем больше, чем больше разность давлений p_н – p_в и чем больше входное сечение, а вместе с этим и количество воды, подаваемое насосом. В действительности осевое давление, которое нужно принимать во внимание, будет меньше полученного на величину силы активного действия среды:

R_{2} = m c_{о} = \frac{G}{g} c_{о} = \frac{Q_{с} γ c_{о}}{g}, Ф о р м . 10

где:

m – масса жидкости;
c_о – скорость жидкости в колесе;
G – вес жидкости;
Q_с – расход жидкости.

Эта сила меняет направление движения жидкости с осевого на радиальное. Таким образом, результирующая осевая сила, стремящаяся сдвинуть колесо справа налево, будет равна:

R_{1} = P - R_{2} . Ф о р м . 11

Для устранения возникающих сил осевого сдвига, в многоступенчатых насосах достигающая 1 000 кгс, полости насоса с повышенным и пониженным давлениями сообщают. Для этого в колесе насоса делают небольшие отверстия.

Чтобы поддерживать необходимый перепад давления, отверстия выполняют небольшого размера и устанавливают лабиринтные уплотнения (в местах прохода жидкости к отверстиям), что также предотвращает снижение подачи насоса.

В одноступенчатых насосах осевой сдвиг устраняется проще – изготовляют рабочее колесо с двусторонним подводом жидкости. Устранение осевого сдвига в этом случае происходит за счет взаимного уравновешивания, так как силы осевого сдвига, возникающие при работе насоса в каждой из сторон рабочего колеса, направлены прямо противоположно.

Устройство двустороннего впуска равнозначно установке на валу двух колес, имеющих односторонний подвод жидкости с противоположных сторон.

Следует отметить, что полностью уравновесить неуравновешенную силу осевого давления при помощи двустороннего подвода жидкости и разгрузить колесо от этой силы применением разгрузочных отверстий не удается. Это объясняется тем, что невозможно достичь совершенно одинаковых форм поверхностей межлопастного канала дисков и чистоты их обработки. Поэтому даже насосы с двусторонним подводом жидкости снабжаются легкими упорными подшипниками.

Уравновешивание осевой силы, возникающей при работе центробежного насоса с односторонним подводом жидкости, может быть осуществлено установкой уравнительных дисков, которые довольно просты в устройстве и действуют автоматически.

Рекомендуется к прочтению: Роторные насосы и их эксплуатация на судне

Схема гидравлического уравновешивающего устройства изображена на рис. 8, б. Перекачиваемая жидкость, поступающая через патрубок 2 во всасывающую полость 3 колеса 4, пройдя лопастное пространство 5, выбрасывается через выходную окружность 6 и поступает через зазоры в пространства 1 и 11. На ступице колеса 4 имеется уравновешивающий диск 8. При нормальной установившейся работе насоса между диском 8 и его подушкой 10 устанавливается щель определенной величины, через которую жидкость поступает в камеру 7 за диск 8, а отсюда по трубопроводу 9 во всасывающий патрубок 2. Площадь диска 8 и щель между ним и подушкой 10 рассчитаны таким образом, что разность сил давления жидкости в полостях 11 и 7 уравновешивает осевую силу R₁, стремящуюся сдвинуть колесо справа налево, и предотвращает осевой сдвиг колеса.

Предположим, что равенство сил нарушилось и колесо сдвинулось влево, тогда величина щели между диском и его подушкой уменьшится, давление в камере 7 упадет и диск будет поставлен силой давления со стороны пространства 1 в свое исходное положение. При сдвиге диска вправо давление в камере 7 увеличится и нарушенное равновесие сил давления будет восстановлено возвращением диска в исходное положение возросшей силой давления на диск со стороны камеры 7. Нормальное осевое перемещение уравновешивающего диска равно 0,5-1 мм.

Различные конструкции центробежных насосов

В зависимости от назначения центробежные насосы могут иметь различную конструкцию.

Одноступенчатые насосы применяются для обеспечения небольших напоров и подач.

Если центробежный насос должен развить повышенный напор, то его выполняют многоступенчатым, с последовательным соединением проточных частей колес.

Непрерывность движения жидкости через проточную часть колеса насоса создает высокую равномерность подачи, что исключает необходимость в воздушных колпаках.

На рис. 9 приведен конструктивный чертеж одноступенчатого центробежного насоса с односторонним подводом жидкости марки 4К-8 Буквы и цифры означают: 4 – диаметр входного патрубка, уменьшенный в 25 раз, К – консольный, 8 – коэффициент быстроходности, уменьшенный в 10 раз и округленный.x, выпускаемого российской промышленностью.

Конструкция центробежного насоса 4К-8 — Рис. 9 Центробежный насос 4К-8

Насосы типа «К» являются горизонтальными консольными насосами с рабочим колесом одностороннего входа, двусторонним уплотнением и предназначены для перекачивания жидкостей с высокими температурами. Подача этих насосов составляет от 4,5 до 360 м³/ч при напоре от 8,8 до 98 м вод. ст. и выпускаются они тринадцати размеров. Основными деталями насоса являются (см. рис. 9):

чугунная крышка 1;
чугунный корпус 2 рабочего колеса 4;
вал 9;
опорная стойка 10.

Рабочее колесо состоит из двух дисков – ведущего и ведомого диаметром 218 мм, соединенных лопатками. Для разгрузки от осевого давления колеса с односторонним подводом жидкости в ведущем его диске имеется несколько разгрузочных отверстий 15. Колесо имеет двустороннее уплотнение и крепится на валу гайкой 5. Уплотнение со стороны вала обеспечивается хлопчатобумажной набивкой 7 и кольцом 13 гидравлического уплотнения, расположенным вместе с крышкой 8 в корпусе сальника 6. Кольцо гидравлического уплотнения в большинстве насосов этого типа отлито заодно со втулкой и имеет подвод воды из корпуса сальника 6 через отверстие от напорной полости насоса (допускается также подвод жидкости от постороннего источника). Уплотнение рабочего колеса образуется цилиндрическими поверхностями колеса и защитоуплотняющими кольцами 14 и 16. Величина зазора вдоль радиуса трущейся пары не более 0,2-0,4 мм.

Стальной консольный вал 9 лежит на опорных шариковых подшипниках 11, 12, которые смазываются жидким маслом, заливаемым в корпус опорной стойки. Для присоединения вакуум-насоса в самой высокой части корпуса центробежного насоса имеется отверстие, закрытое пробкой 3.

Приводом насоса типа К является электродвигатель, который соединяется с ним через упругую муфту и вращается против часовой стрелки (со стороны привода). Если насосы этого типа соединяют с электродвигателем при помощи фланцев, их называют моноблок-насосами и относят к типу КМ. Насосы типа КМ не имеют опорной стойки и вала.

Насос 4К-8 развивает подачу в 90 м³/ч при напоре 55 м вод. ст., приводится электродвигателем мощностью 28 кВт, имеющим частоту вращения 2 900 об/мин. Допустимая высота всасывания насоса 5 м.

На рис. 10 изображен центробежный насос типа 12ДН-7, предназначенный для перекачки светлых и темных нефтепродуктов на танкерах, а также морской воды.

Конструкция центробежного насоса 12ДН-7 — Рис. 10 Центробежный насос с двусторонним подводом жидкости 12ДН-7

Насос выполнен одноколесным, горизонтальным, с литым бронзовым рабочим колесом 14 двустороннего всасывания (табл. 3).

Таблица 3. Паспортные данные насоса 12ДН-7
Подача, м³/ч	750
Напор, м вод. ст.	100
Частота вращения, об/мин	1 500
Вакуумметрическая высота всасывания, м вод. ст.	6
Допустимый подпор при всасывании, м вод. ст.	14

Корпус насоса латунный, с разъемом в горизонтальной плоскости. Верхняя половина корпуса 8, нижняя 13. Всасывающий и напорный патрубки горизонтальные, противоположные друг другу и расположены в плоскости, перпендикулярной валу насоса. Эти патрубки выполнены заодно с нижней частью корпуса 13, что позволяет производить разборку и осмотр насоса без демонтажа трубопроводов.

Рабочее колесо, сидящее на валу на шпонке, удерживается от осевого смещения распорными втулками 5, зажатыми с торцов круглыми гайками 16 на средней, утолщенной, части вала 15. Вал вращается в шарикоподшипниках 2 с консистентной смазкой, установленных в корпусах 3. Правый подшипник закрыт крышкой 11. Уплотнительное кольцо 10 корпусов подшипников препятствует выходу смазки наружу. Втулки 6 удерживают вал от биения и колебаний. Уплотняющие кольца 7 значительно уменьшают протечки из нагнетательной полости во всасывающую. Пакеты торцевых уплотнений 9, выполненные двойными, зажимаются муфтами 12. Для улучшения работы торцевого уплотнения в камеру уплотнения подается чистая вода из бачка.

В полостях камеры уплотнения, ограниченных снаружи уплотняющими кольцами 4, на валу насоса устанавливаются импеллеры (на рисунке не показаны), приводящие во вращение массу воды для создания циркуляции в контуре уплотнения. На валу насоса со стороны привода закреплена полумуфта с пальцами 1 и эластичными резиновыми кольцами. Перед пуском этого Насосы грузовых систем газовозовгрузового насоса необходимо убедиться в наличии в бачке воды, поступающей в камеру уплотнения. Уровень воды в бачке должен быть выше на 4-5 м самого высокого уровня жидкого груза в танках. Вода должна быть подана в уплотнения перед пуском насоса. Наличие затворной воды в уплотнениях препятствует проникновению жидкого груза в уплотнения и выходу его наружу, устраняет возможность перегрева подшипников и появления пожарной опасности. Пуск насоса без подачи затворной воды или воды с давлением меньше 18 м вод. ст. категорически запрещен.

Насос запускается при закрытом на нагнетательной трубе клинкете. После пуска клинкет, во избежание нагрева, открывают. Следует отметить, что напоры при работе насоса на мазуте ниже, чем при работе на воде, мощности – выше.

На рис. 11 изображен трехступенчатый центробежный питательный турбонасос ПТ-40-100, предназначенный для питания судовых паровых котлов высокого давления.

Конструкция трехступенчатого центробежного насоса — Рис. 11 Трехступенчатый центробежный насос

На вал насоса на шпонках насажены рабочие колеса 4 и 7 первой, второй и третьей ступеней. Рабочее колесо 4 первой ступени для уменьшения сопротивления на всасывании и предотвращения явления кавитации имеет большую ширину канала на входе. Через лопастной отвод 5 и подводящие каналы на противоположной стороне отвода вода от первого колеса поступает на второе.

Отвод и подвод между колесами второй и третьей ступеней устроены аналогично.

Корпус насоса с подводом 3 сваривается с корпусом отвода 6, с другой стороны корпус насоса закрыт крышкой 8. Разгрузочный диск 9 уравновешивает усилия и предотвращает осевой сдвиг ротора насоса. Устройство 11 предназначено для контроля осевого положения ротора насоса. Уплотняющие кольца 13 уменьшают протечки между ступенями ротора насоса, повышают его объемный КПД.

Вал насоса лежит на двух скользящих подшипниках 1 с кольцевой смазкой. Температура подшипников контролируется двумя ртутными термометрами 10. С торцов проточная часть насоса уплотнена сальниками 2. Горячая вода, просачиваясь через уплотнения, отводится дренажными трубами 12. Частота вращения насоса изменяется включением или выключением групп сопел паровой турбины. Наибольшие напоры, достигаемые насосом, составляют 700 м вод. ст. Малая кривизна и пологие кривые характеристик насоса позволяют применять его для широкого диапазона производительностей котельных установок. Для всех частот вращения (4 400-6 500 об/мин) напор, развиваемый насосом, меняется незначительно.

На рис. 12 изображен одноступенчатый центробежный насос с двусторонним подводом воды к рабочему колесу насоса, применяемый для трюмных систем.

Конструкция одноступенчатого центробежного насоса — Рис. 12 Одноступенчатый центробежный насос для трюмных систем

Рабочее колесо 1, сидящее на валу 4, расположено в литом корпусе насоса 2. Перетекание жидкости из отвода в приемные полости корпуса уменьшается установкой уплотняющего кольца 3. Опорные подшипники 5 удерживают вал от осевых сдвигов. Уплотнения 8 с подачей воды в окружающую их полость устраняют подсос воздуха. В нижней части насоса, в корпусе 9, расположен самовсасывающий водокольцевой насос с лопаточным колесом 10, сидящим на валу 11, имеющим опорный подшипник 12. Этот вал в верхней части соединен с валом 4 и вращается от него. Вал 4 соединяется с приводным валом полумуфтами 6 и 7.

Для работы насосов трюмных систем необходим вакуум во всасывающем трубопроводе. Эту задачу при пуске основного центробежного насоса выполняет вспомогательный водокольцевой насос.

Приемная и проточная части центробежного насоса соединены трубкой со всасывающим окном водокольцевого насоса. Другая трубка отводит воздух и воду из нагнетательного окна водокольцевого насоса сначала в атмосферу, а затем в приемное устройство центробежного насоса. Запускается центробежный насос при закрытом клинкете. При вращении ротора водокольцевого насоса под влиянием центробежной силы вода, вращаясь, прижимается к стенкам канала и образует относительно корпуса концентричное кольцо, что обеспечивает всасывание воздуха. При переносе воздуха между лопатками в левую половину водокольцевого насоса происходит сжатие воздуха в межлопаточном объеме и нагнетание его в выходное окно. Когда водокольцевой насос отсосет воздух и создаст необходимый вакуум, то вода заполнит всасывающий трубопровод и проточную часть центробежного насоса. Водокольцевой насос станет подавать воду, которую краном переключают на приемное устройство центробежного насоса. В это время необходимо открыть клинкет на нагнетательной трубе центробежного насоса. Вода, проходящая через водокольцевой насос, предохраняет его от перегрева во время работы центробежного насоса.

Многоступенчатые насосы могут иметь нечетное и четное число колес. Существуют марки насосов с четырьмя, пятью и более колесами, являющимися ступенями многоступенчатого насоса.

Чтобы использовать тот же самый центробежный насос, имеющий несколько колес, не только для повышения развиваемого напора, а при необходимости и для повышения подачи (при уменьшенном напоре), имеются конструкции насосов, в которых направление потока жидкости может быть изменено с параллельного на последовательное.

На рис. 13 приведена схема насоса ЭПЖН с параллельно-последовательным переключением колес.

Конструкция насоса ЭПЖН — Рис. 13 Схема насоса с параллельно-последовательным переключением колес

На рис. 13, а золотник А переключен на последовательное включение имеющихся у насоса двух колес. При таком включении жидкость поступает через верхний подвод всасывающего патрубка и далее, пройдя правое колесо, по наружному каналу через Анализ конструкции вспомогательных механизмов на судневспомогательный кран к левому колесу, в результате чего напор, развиваемый насосом, повышается.

На рис. 13, б золотник А переключен на параллельное включение. В этом случае жидкость поступает через оба подвода всасывающего патрубка и далее в общий нагнетательный патрубок Для наглядности всасывающий и нагнетательный патрубки на рисунке расположены с разных сторон, в действительности же они находятся с одной стороны.x. Подача центробежного насоса при таком переключении золотника увеличится и станет равной сумме подач каждого из рабочих колес, а напор будет в два раза меньше, чем при последовательном переключении насоса, т. е. станет равным напору, развиваемому одним колесом. В этих конструкциях оба золотника насоса крепятся на одном валике. Насос предназначен для обеспечения работы пожарной водяной магистрали. Он устанавливается на серийных танкерах.

Наряду с положительными качествами, позволяющими использовать насос и для других целей, он имеет ряд недостатков:

пониженный КПД (до 40 % вместо 65 %) в связи с разделением потока;
сложное конструктивное исполнение;
большие массу и габаритные размеры;
потребность в более мощном двигателе.

Вследствие недостатков эти насосы не нашли широкого распространения.

Основные данные электропожарного насоса ЭПЖН-16 приведены в табл. 4.

Таблица 4. Данные электропожарного насоса ЭПЖН-16
Основные данные насоса	Режим работы
Основные данные насоса	параллельный	последовательный
`Q`, м³/ч	105	55
`H`, м вод. ст.	80	160
Частота вращения, об/мин	1 940	1 940
Высота всасывания, м вод. ст.	5	5
Мощность, кВт	50	50

Центробежные самовсасывающие насосы имеют водокольцевую (вакуумную) ступень:

с постоянно действующими вакуумными устройствами;
с осушаемыми (автоматически или вручную) вакуумными устройствами;
с механически отключаемыми вакуумными устройствами (фрикционная муфта);
с рециркуляционной вакуумной системой (фирма «Карузерс», Англия).

Используются центробежные самовсасывающие насосы в:

балластной системе;
осушительной системе;
пожарной и других системах;
иногда в системе охлаждения главных двигателей.

Такие насосы выпускаются российской промышленностью (серии НЦВС, НПБ-40/7 и др.), а также рядом зарубежных фирм.

Если насос обслуживает систему, в которой исключено попадание воздуха, и, следовательно, работа водокольцевого насоса становится излишней, то, чтобы его отключить, достаточно удалить из корпуса этого насоса воду, залитую для пуска установки.

Центробежные насосы используют также в качестве бустерных насосов, которые предназначены для создания дополнительного напора воды, поступающей из деаэратора в приемную полость питательного насоса с большим подпором, чем подпор, получаемый за счет расположения деаэратора на максимально возможной высоте.

Эксплуатация центробежных насосов, их оценка и элементарный расчет

Характеристики центробежных насосов и их трубопроводов. Расчетный режим работы центробежного насоса – это такое наивыгоднейшее сочетание его подачи, напора и частоты вращения, при котором имеют место наименьшие гидравлические потери и наибольшее значение КПД насоса. Взаимосвязь между указанными параметрами выражается графически в виде кривых, называемых характеристиками. Характеристики центробежных насосов и их трубопроводов позволяют анализировать работу центробежных насосов.

Характеристика насоса представляет собой кривую, показывающую зависимость между подачей Q и напором H. В центробежных насосах Q и H связаны функционально, так как зависят от частоты вращения (зависимость напора от частоты вращения хорошо видна из уравнения Эйлера).

Характеристика трубопровода также представляет собой графическую зависимость между расходом через данный трубопровод и потерянным для обеспечения его напором.

Характеристики насосов делятся на теоретические и действительные. Теоретические характеристики строятся на основании теоретических расчетов, действительные – на основании опытных данных работы насоса. Кроме того, существуют универсальные характеристики, представляющие собой кривые напоров для различных скоростей вращения, мощностей и КПД насоса.

На рис. 14 сплошными линиями 1, 2 представлены характеристики различных трубопроводов.

График характеристик центробежного насоса — Рис. 14 Характеристика центробежного насоса трубопровода и совмещенная характеристика

Характеристика 1 отличается от характеристики 2 тем, что она начинается от начала координатной системы (H = 0) и является более пологой. Начало характеристики 1 показывает, что в характеризуемом ею трубопроводе имеются только динамические потери напора H_дин, вызванные его шероховатостью и изгибами. Характеристика 2, начало которой отстоит от начала координат на расстоянии H_ст, показывает, что в этом трубопроводе, кроме динамических потерь напора, имеют место также статические потери H_ст. Статические потери представляют напор, расходуемый на подъем жидкости на высоту от приемного до отливного отверстий трубопровода, и на преодоление давления в приемном резервуаре. Крутая характеристика 2 отражает более быстрое возрастание потерь напора, что свойственно трубопроводу меньшего диаметра.

На этом же рисунке штриховыми линиями показаны теоретические характеристики насосов с лопатками, загнутыми назад (β₂ > 90°), вперед (β₂ < 90°) и направленными радиально (β₂ = 90°). В предыдущем пункте было установлено изменение напора для насосов с различно направленными лопатками:

при β₂ > 90° напор падает;
при β₂ < 90° – возрастает;
при β₂ = 90° – остается постоянным.

Эта теоретическая зависимость напора от подачи насоса на рис. 14 изображена прямыми пунктирными линиями 3, 4, 5.

Действительная характеристика насоса отличается от теоретической на величину тех потерь напора, которые учитываются гидравлическим КПД и влиянием конечного числа лопаток. Поэтому действительные характеристики будут отличаться от теоретических 3, 4, 5. Действительная (опытная) характеристика насоса с лопатками, загнутыми назад, на рис. 14 изображена штрих-пунктирной линией 6.

Так как работа насоса тесно связана с трубопроводом, то для обеспечения перемещения жидкости по нему необходимо, чтобы напор, развиваемый насосом, превосходил характеристики трубопровода. Для выяснения режима работы насоса с трубопроводом, имеющим определенную характеристику, накладывают характеристику трубопровода на характеристику насоса, выполненную в том же масштабе (см. рис. 14). При пересечении характеристики 2 трубопровода с действительной характеристикой 6 насоса получается рабочая точка K, которой соответствуют производительность Q₁ и напор H₁.

Будет интересно: Обучающий видеоролик про бустерные насосы газовозов

Рассмотрим теперь универсальные характеристики центробежных насосов, которые в отличие от предыдущих строятся не при постоянной, а при переменной частоте вращения, составляющей часть частоты вращения расчетного режима работы насоса в пределах 50-130 %.

При изменении частоты вращения насоса изменяется его характеристика и величина КПД. При уменьшении частоты вращения рабочего колеса насоса, имеющего определенный диаметр при входе и выходе, уменьшаются значения окружных скоростей u₁ и u₂. При увеличении частоты вращения расчетного режима окружные скорости увеличиваются. Изменение окружных скоростей u₁ и u₂ вызывает изменение:

относительных w₁ и w₂ скоростей;
абсолютных c₁ и c₂ скоростей.

Изменение всех скоростей u, w, c пропорционально изменению частоты вращения и вызывает изменение напора, который развивает насос, и его подачи. Так, если первоначальная частота вращения изменилась и стала равна K_n (т. е. K = n₁/n), то скорости должны быть равными Ku, Kw, Kc. Так как размеры насоса остались прежними, то количество подаваемой воды Q должно измениться в том же соотношении KQ, т. е.:

\frac{Q}{n} = \frac{Q_{1}}{n_{1}}

или

Q_{1} = \frac{n_{1}}{n} Q, Ф о р м . 12

где:

Q – подача при расчетном режиме работы, когда частота вращения насоса равнялась величине n;
Q₁ – подача насоса при новом режиме работы, когда частота вращения составляла n₁.

Новый режим работы насоса, при котором частота вращения отличается от соответствующей расчетному режиму работы насоса, будет установившимся, устойчивым режимом работы. Для этого режима справедливо основное уравнение центробежного насоса (уравнение Эйлера). Тогда:

(K u_{2}) (K c_{2}) \cos α_{2} = g H_{1},

где:

H₁ – новый напор, при котором должен работать насос.

Сравнивая это уравнение с уравнением 2:

H_{t \infty} = \frac{u_{2} c_{2}}{g} \cos α_{2},

находим, что:

H_{1} = K^{2} H;

H_{1} = H {(\frac{n_{1}}{n})}^{2}, Ф о р м . 13

т. е. новый напор должен быть увеличен по сравнению с прежним пропорционально квадрату изменения частоты вращения.

Так как мощность

$N = \frac{Q γ H}{3 600 η_{н} 75},$

то новая мощность N₁, будет пропорциональна кубу изменения частоты вращения:

\frac{N_{1}}{N} = \frac{{n_{1}}^{3}}{n^{3}},

откуда:

N_{1} = N {(\frac{n_{1}}{n})}^{3}, Ф о р м . 14

где:

N – мощность при расчетном режиме работы, когда частота вращения насоса равнялась n;
N₁ – мощность при новом режиме работы насоса, когда частота вращения составляет n₁.

Полученные теоретические уравнения, показывающие изменение напора, подачи и мощности центробежного насоса, при изменении частоты вращения насоса требуют некоторой корректировки в связи с изменениями величины КПД насоса. Поэтому для построения универсальных характеристик пользуются графическими характеристиками насоса, построенными не по формулам, а на основе проведенных опытов. Формулы 12, 14 справедливы в определенных узких границах изменения величины n, при широких же границах они неприменимы.

Штрих-пунктирная линия на рис. 13 – характеристика центробежного насоса с лопатками, загнутыми назад, построенная на основании опыта, показывает изменение H и Q. Такие же характеристики напора и КПД построены на рис. 14 для частоты вращения, отличающейся от номинальной частоты насоса n_о.

Графическое представление универсальной характеристики — Рис. 14 Универсальная характеристика

На нижнем графике приведены кривые, показывающие изменение КПД на верхнем – изменение напора при частотах вращения n_о, 0,8n_о, 0,9n_о.

Для получения универсальной характеристики на кривых отмечают точки A, B, C, D, G, F, соответствующие одинаковым значениям КПД, и затем эти точки переносят на соответствующие кривые H-Q. Новые точки A₁, B₁, C₁, D₁, G₁, F₁ соединяют плавными кривыми. Универсальная характеристика позволяет легко определить частоту вращения и КПД для любого сочетания напора и подачи.

Так как универсальная характеристика дает возможность полностью оценить эксплуатационные качества насоса и определить область целесообразного его применения, обусловленную величиной КПД, заводы-изготовители насосов снабжают свою продукцию такими характеристиками.

Располагая универсальной характеристикой насоса, можно определить тот режим работы, который при данном трубопроводе будет давать наиболее высокие значения КПД. Для этого необходимо характеристику трубопровода наложить на универсальную характеристику (см. рис. 14), где характеристики трубопровода H_т1 и H_т2 пересекают кривые H-Q. При пересечении характеристики трубопровода H_т1 с кривой, показывающей взаимное изменение подачи и напора при 0,8n_о, получается рабочая точка M, наилучшим образом удовлетворяющая условиям протекания жидкости в трубопроводе и насосе, работающем при этой частоте вращения. Тогда пересечение характеристики H_т2 с кривой H-Q дает рабочую точку K₁, соответствующую работе при номинальной частоте вращения насоса. По расположению рабочих точек относительно кривых постоянного КПД находят значения КПД, соответствующие выбранным подачам. Таким образом, на основании наложения характеристик трубопровода и универсальных характеристик можно построить для насоса кривые зависимостей подачи и КПД от частоты вращения.

Совместная работа двух центробежных насосов на судне может быть вызвана различной служебной необходимостью. Причем эти насосы могут быть соединены параллельно и последовательно.

Рассмотрим достоинства и недостатки параллельной работы двух центробежных насосов. На рис. 15 обозначены:

а-б – характеристика первого центробежного насоса;
д-е – характеристика трубопровода.

Точка K (пересечение характеристик насоса и трубопровода) определяет режим работы первого насоса.

График параллельной работы двух насосов — Рис. 15 Характеристика двух параллельно работающих насосов

Как видно из рисунка, развиваемый при этом напор будет выражаться величиной H_к, а подача – Q_к. Характеристика двух работающих тождественных центробежных насосов может быть построена путем удвоения значений подачи первого насоса. Для этого на характеристике первого насоса выбирают произвольные точки, например 1, 2, 3, затем от них вправо по горизонтали откладывают расстояния, равные величине отстояния этих точек от оси ординат. Полученные таким образом точки 1′, 2′, 3′ являются точками характеристики двух центробежных насосов, соединенных параллельно. Соединив точки 1′, 2′, 3′, получим суммарную характеристику а-с. Точка пересечения характеристики трубопровода д-е с суммарной характеристикой, обозначенная буквой T, характеризует режим работы двух насосов, включенных параллельно в данный трубопровод; при этом насосы развивают напор H_т и подачу Q_т.

Из рисунка видно, что при работе двух центробежных тождественных насосов, включенных параллельно в один трубопровод, развиваемые напор и подача меньше удвоенного значения подачи и напора одного из тождественных насосов при раздельной работе. При этом становится очевидным, что при более крутой характеристике трубопровода выигрыш в увеличении напора и подачи при параллельном соединении двух центробежных насосов, работающих в одну сеть, будет меньшим. Так как подъем характеристики трубопровода зависит от гидравлических сопротивлений, увеличивающихся с уменьшением диаметра трубопровода, можно сделать вывод, что параллельное включение двух тождественных центробежных насосов в один трубопровод целесообразно при значительных диаметрах этого трубопровода.

Работа двух не тождественных центробежных насосов, включенных параллельно в один трубопровод, исследуется аналогично. Исследование работы последовательно соединенных тождественных центробежных насосов, работающих на один трубопровод, производится так же, но суммарную характеристику нужно будет строить путем сложения ординат характеристики насоса при той же самой абсциссе.

Рассмотрим характеристику совместной работы двух разных по принципу действия насосов (центробежного и поршневого), работающих параллельно в один трубопровод.

На рис. 16 приведены характеристики центробежного I и поршневого II насосов, работающих соответственно при постоянной частоте вращения (или двойном ходе поршня).

График совместной работы двух насосов — Рис. 16 Характеристика совместной работы центробежного и поршневого насосов

Характеристика трубопровода д-е. Суммарная характеристика III получена переносом кривой I на характеристику производительности поршневого насоса. Точка K (пересечение характеристики поршневого насоса и трубопровода) определяет режим работы поршневого насоса.

Как видно из рисунка, развиваемые при этом напор и подача будут H_к и Q_к. Точка K₁ (пересечение характеристики центробежного насоса и трубопровода) определит режим работы центробежного насоса. Развиваемые при этом напор и подача будут H_к1 и Q_к1. При параллельной работе двух насосов режим работы определит рабочая точка T (точка пересечения суммарной характеристики с характеристикой трубопровода). Как видно из рисунка, развиваемые при этом напор и подача будут H_т и Q_Σ. Суммарная подача двух параллельно включенных насосов будет меньше суммы подач раздельно работающих поршневого и центробежного насосов.

При совместной работе уменьшается подача центробежного насоса до Q₂. Все изменения режима по расходу принимает на себя центробежный насос. При характеристике трубопровода д-е₁ совместная работа насосов невозможна, так как суммарная характеристика III насосов не пересекает эту характеристику, т. е. подавать жидкость в сеть центробежный насос не сможет. При наличии невозвратного клапана после центробежного насоса он закроется, и подавать жидкость будет только поршневой насос в количестве Q_к, но с напором H_е1. С повышением крутизны суммарной характеристики III подача двух насосов уменьшается за счет снижения подачи центробежного насоса. Во избежание гидравлических ударов, разрывов трубопровода и поломок механизма рекомендуется подключать центробежный насос к поршневому постепенным открыванием напорного клапана, но не наоборот. Гидравлические удары в трубопроводе из-за неудовлетворительного действия воздушных колпаков не представляют опасности для центробежного насоса.

Эксплуатация центробежных насосов осуществляется на основании ПТС. Перед пуском центробежный насос необходимо тщательно осмотреть снаружи, убедиться, что все его детали находятся в нормальном состоянии, вручную провернуть лопастное колесо, чтобы проверить, что вращению колеса ничего не препятствует. Кроме того, перед пуском центробежный насос, не имеющий приспособления для самовсасывания, надо залить перекачиваемой жидкостью, причем уровень заливаемой жидкости должен доходить до регулирующей задвижки. По мере заполнения насоса жидкостью воздух удаляется через воздушные краники. Сальники насоса должны быть тщательно набиты, равномерно и слегка поджаты. Далее нужно открыть клапан приемного патрубка, уровень воды в котором должен быть выше клапана не менее чем на 0,5 м, чтобы воздух не попадал в насос, так как это приведет к срыву работы насоса.

Пуск большинства центробежных насосов производится обязательно при закрытой регулирующей задвижке, в противном случае при отсутствии воды в нагнетательном трубопроводе насос дает большую подачу и перегрузка электродвигателя может вызвать аварию. После пуска насоса регулирующая задвижка (или клапан) открывается. Центробежные насосы можно пускать и при открытом клапане на напорной магистрали, если в ней обеспечен подпор за счет столба воды или за счет установки диафрагмы либо подпружинного клапана, о чем должно быть указание в заводской инструкции.

За показаниями давления нагнетания и всасывания следят по манометру и вакуумметру, краны на трубопроводах к которым должны быть открыты. Регулирующую задвижку открывают, когда насос достигает частоты вращения, соответствующей расчетному режиму работы насоса, и давление соответствует холостому ходу. Допускать длительную работу насоса при закрытой регулирующей задвижке не следует, так как при этом вся мощность двигателя расходуется на подогрев воды, что может привести к значительному нагреву его деталей и даже вызвать заклинивание движущихся частей.

Во время работы насоса необходимо следить за измерительными приборами (в целях поддержания заданного режима), состоянием и обеспечением смазки отдельных деталей насоса и нормальным поступлением жидкости к гидравлическим затворам. При работе насоса следует периодически выпускать воздух из корпуса, открывая воздушные краники. При обнаружении каких-либо неполадок в работе насоса, например повышении температуры сальников (выше 60°), появлении ненормальных стуков и т. д. насос необходимо остановить, выяснить причину неполадок и устранить ее. Для этого следует:

остановить двигатель;
закрыть регулирующую задвижку на нагнетательном трубопроводе;
закрыть краны к манометру и вакуумметру;
закрыть клапаны гидравлических затворов.

В последнюю очередь закрыть задвижку или клапан на всасывающем трубопроводе.

Способы регулирования подачи центробежных насосов. Существуют различные способы регулирования подачи центробежных насосов, применяемые в зависимости от их конструктивного выполнения и возможности изменения частоты вращения двигателя, приводящего в действие насос. Принципиально регулирование подачи центробежных насосов различается количественное и качественное. Для насосов, имеющих приводной двигатель, который работает с постоянным числом оборотов, применяется количественное регулирование, достигаемое изменением характеристики сети. Оно может быть осуществлено следующими способами:

дросселированием задвижкой, установленной на нагнетательном трубопроводе (наиболее распространенный способ);
перепуском жидкости из нагнетательного трубопровода во всасывающий;
регулированием подачи путем дросселирования задвижкой, установленной на всасывающем трубопроводе.

Качественное регулирование предусматривает изменение подачи насоса изменением частоты вращения приводного двигателя.

Не останавливаясь на рассмотрении графиков количественного и качественного регулирования, рассмотрим лишь регулирование подачи насоса изменением статического напора H_ст.

На рис. 17 кривая AB изображает характеристику насоса при заданной частоте вращения n.

График регулирования производительности насоса — Рис. 17 К регулированию производительности центробежного насоса

Характеристика сети изображается кривыми HK, H′K₁, и H″K₂, которые соответствуют статическим напорам H_ст, H′_ст и H″_ст. Точки пересечения характеристик сети с характеристикой насоса дают рабочие точки E, E₁ и E₂, которым соответствуют подачи Q, Q₁ и Q₂ и напоры H, H₁ и H₂. Указанная закономерность изменения подачи имеет место при работе гидрофоров и питательных насосов котлов.

Качественное регулирование является более экономичным, так как при нем не создается дополнительного гидравлического сопротивления; однако для его осуществления необходимо Обслуживание судовых двигателей внутреннего сгорания и газотурбинных установокустановить двигатель, используемый в качестве привода насоса, с регулируемой частотой вращения. В качестве двигателей в этом случае могут быть применены паровая турбина и шунтовой электродвигатель.

Качественный способ регулирования режима работы насоса мало влияет на его КПД, но может применяться в сравнительно небольшом диапазоне подачи, так как связан с резким изменением создаваемого напора. С уменьшением подачи напор может снизиться до предела, при котором насос не сможет работать на сеть (трубопровод), и подача жидкости прекратится. При этом начнется нагрев корпуса насоса вследствие трения рабочего колеса о жидкость, находящуюся в насосе. Этот способ требует пускорегулирующих устройств и ограничивает использование электропривода переменного тока. В судовых условиях регулирование дросселированием на нагнетательном трубопроводе наиболее просто и позволяет применять двигатели с нерегулируемой частотой вращения.

Перечислим возможные неполадки в работе центробежных насосов.

Насос после пуска не подает воду – недостаточное заполнение насоса водой; неплотности приемного клапана; неплотности во всасывающем трубопроводе или сальниках (показания вакуумметра при этом нулевые); недостаточный вакуум.
Недостаточная подача – засорение сетки на всасывающем трубопроводе; наличие небольших неплотностей во всасывающем трубопроводе, признаком чего является постоянный выход воды с воздухом при открытии контрольных воздушных краников; износ рабочего колеса; уменьшение частоты вращения насоса.
При работе насоса прекращается подача перекачиваемой жидкости – обнажение сетки на всасывающем трубопроводе; засорение всасывающей сетки (вакуумметр при этом дает максимальные показания); увеличение температуры жидкости.
При пуске насос потребляет большую мощность – неправильно установлены рабочие колеса, уравнительные диски; открыта регулирующая задвижка; перегорел предохранитель на одной из фаз электродвигателя.
Вибрация насоса – слабая конструкция фундамента; плохое крепление трубопровода; сильная разработка подшипников насоса; неуравновешенность вала насоса с рабочими колесами; неуравновешенность ротора двигателя (при турбинном приводе); нарушение центровки насоса с двигателем или неверная постановка соединительной муфты.
Нагревание отдельных частей насоса – длительная работа насоса при закрытой регулирующей задвижке; нагрев сальника из-за слишком большой затяжки его; нагрев разгрузочного устройства вследствие загрязнения трубки, отводящей воду, или закрытие крана на последней (при его наличии); нагревание подшипников с кольцевой смазкой при отсутствии вращения колец или при недостаточной и загрязненной смазке или чрезмерной затяжке вкладышей.

Общая оценка центробежных насосов и область их применения. В России строят центробежные насосы, развивающие очень высокие напор и подачу. Однако в связи с тем что у центробежных насосов, в отличие от поршневых, подача и напор взаимосвязаны, их рекомендуется применять при значительных подачах и не очень высоких давлениях. Применение центробежных насосов на судах в качестве основных обусловлено характером главной судовой силовой установки. В связи с этим на судах с паровой турбиной и ДВС предпочтение должно быть отдано центробежным насосам. Единственные условия, при которых центробежные насосы неприменимы, – это их работа при очень малых переменных подачах и высоких давлениях.

По сравнению с поршневыми насосами центробежные имеют недостатки:

пониженный на 10-15 КПД;
отсутствие сухого всасывания;
невозможность увеличения отдельно подачи или напора без изменения другого функционально связанного параметра насоса.

Бесспорными преимуществами центробежных насосов являются:

равномерная подача и постоянное давление при установившемся режиме работы;
меньшие масса и габаритные размеры благодаря тому, что можно применять относительно быстроходные двигатели;
простота устройства, более легкая эксплуатация, так как нет клапанов и поршней;
малая чувствительность к чистоте перекачиваемой жидкости;
меньшие, чем у поршневых насосов, гидравлические сопротивления за счет отсутствия затрат на подъем и посадку клапанов.

С увеличением вязкости перекачиваемой центробежным насосом жидкости уменьшаются напор и подача, что объясняется увеличением потерь на трение в проточной части насоса. Потребляемая мощность также возрастает в связи с увеличением дискового трения.

При расчете лопастных колес центробежных насосов обычно задают подачу насоса Q м³/ч, развиваемый им напор H м вод. ст. и частоту вращения в минуту n.

Для многоступенчатых насосов расчетный напор:

H_{1} = \frac{H}{i},

где:

i – число ступеней,

при этом напор на одну ступень может составлять 30-60 м вод. ст.

Для многопоточных насосов расчетная подача колеса:

Q_{1} = \frac{Q}{K},

где:

K – число потоков в насосе.

Для выявления рациональной формы проточной части насоса определяют значение коэффициента быстроходности n_s из формулы 1 и подбирают рациональную ее форму в меридиональном сечении.

Последующий расчет насоса предусматривает определение размеров его деталей по формулам и соотношениям, приведенным частично в данном материале и имеющимся в большинстве пособий по насосам.

Не останавливаясь подробно на расчете центробежного насоса, приведем некоторые эмпирические формулы для определения подачи и напора насоса по данным, снятым с натуры.

Напор центробежного насоса (м вод. ст.) можно определить приблизительно по формуле:

H = K^{'} n^{2} D^{2}, Ф о р м . 15

где:

K′ – коэффициент, который можно принимать в пределах 0,0001-0,00015;
D – наружный диаметр колеса, м;
n – частота вращения, об/мин.

Для многоступенчатых насосов полученную по формуле величину H следует еще умножить на число ступеней i.

Подачу центробежного насоса (л/с) ориентировочно можно определить по диаметру нагнетательного патрубка:

Q = K^{″} d^{2}, Ф о р м . 16

где:

$K^{″} = 13 \div 18$
для насосов с диаметром патрубка до 100 мм и 20-25 для насосов с диаметром патрубка более 100 мм;
d – диаметр патрубка, дм.

Автор статьи

Виктор Свиридов

Судовой механик

Список литературы

Александров А. В. Судовые системы. Л., «Судостроение». 1966. 200 с.
Богомольный А. Е. Судовые вспомогательные и рыбопромысловые механизмы. Л., «Судостроение», 1971. 384 с.
Валдаев М. М. Гидравлические приводы судовых палубных механизмов. Л., «Судостроение», 1973. 295 с.
Гурович А. Н. и др. Судовые устройства. Справочник. Л., «Судостроение», 1967. 412 с.
Дубровский О. Н., Руфин Б. А., Артамонов М. Н. Гидравлические приводы судовых механизмов. Л., «Судостроение», 1969. 383 с.
Ермилов В. Г. Эксплуатация испарительных установок теплоходов. М., «Транспорт», 1969. 92 с.
Епифанов Б. С. Судовые системы. Л., «Судостроение», 1973. 136 с.
Завиша В. В., Декин Б. Г. Судовые вспомогательные механизмы. М., «Транспорт», 1974. 392 с.
Инструкция по химической очистке судовых испарителей. ММФ, 1968.
Коваленко В. Ф. и др. Водоопреснительные установки морских судов. М., «Транспорт», 1964. 304 с.
Кравченко В. С. Монтаж судовых вспомогательных механизмов. Л., «Судостроение», 1968. 219 с.
Михайлов С. С., Мартынов Б. М. Пневматические приводы судовых механизмов и устройств. Л., «Судостроение», 1974. 190 с.
Петрина Н. П. Судовые насосы. Л., Судпромгиз, 1962, 376 с.
Плявин Н. И. Эксплуатация морского танкера. М., «Транспорт», 1968. 336 с.
Правила классификации и постройки морских судов. Регистр СССР. Л., «Транспорт», 1967. 311 с.
Правила классификации и постройки морских судов. Регистр СССР. Л., «Транспорт», 1970. 855 с.
Правила техники безопасности на судах морского флота. М., Реклам-бюро ММФ, 1970.
Правила технической эксплуатации судовых вспомогательных механизмов и оборудования. М., «Транспорт», 1975.
Правила технической эксплуатации корпуса, помещений, устройств и систем судна. М., «Транспорт», 1965. 164 с.
Положение о технической эксплуатации морского флота. М., Реклам-бюро, 1973. 151 с.
Справочник судового механика. Т. 2. Под ред. Л. Л. Грицая. М., «Транспорт», 1974. 697 с.
Шмаков М. Г. Рулевые устройства судов. Л., «Судостроение», 1968. 364 с.
Ясинский А. С. Судовые паросиловые установки. М., «Транспорт», 1969. 192 с.
Судовые центробежные насосы, Каталог-справочник. М., ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1968. 64 с.

Сноски

Лопастные насосы и их эксплуатация на судне

Общие сведения о центробежных насосах

Классификация лопастных насосов

Уравнение Эйлера. Форма рабочих лопаток и КПД центробежных насосов

Преобразование динамического напора в статический и способы уравновешивания осевой силы

Различные конструкции центробежных насосов

Эксплуатация центробежных насосов, их оценка и элементарный расчет