Потери энергии и коэффициенты полезного действия
Потери энергии и коэффициенты полезного действия
При прохождении жидкости через гидромашину часть полученной ею механической энергии теряется. Для удобства исследований и выяснения физической сущности потерь в насосе принято разделять их на три вида: гидравлические, объемные или щелевые и механические.
Гидравлические потери связаны с трением и вихреобразованием при течении жидкости в проточной части насоса. Чтобы их уменьшить, патрубок на входе в колесо рекомендуется выполнять в виде прямоосного конфузора либо полуспирального подвода в насосах с проходным валом. Это обеспечивает подвод жидкости к колесу с равномерным полем скоростей и давлений. Гидравлические потери энергии в рабочем колесе зависят от формы его каналов, образованных рабочими лопастями. Желательно, чтобы обтекание в этих каналах проходило без отрыва и без резкого изменения скоростей. Обработка поверхностей каналов должна обеспечивать минимальные потери на трение.
Величина потерь энергии в рабочем колесе зависит от скорости dr, диаметра входа D- отношения D2!Da, ширины канала на входе blt отношения Ь21ЬЪ диаметра вала dB, входного и выходного углов Pi и р2, числа лопастей z, длины лопастей, шероховатости их поверхностей. Потери энергии в каналах рабочего колеса на оптимальном режиме пропорциональны квадрату относительной скорости w. Наибольшее значение эта скорость имеет на входе. Следовательно, решающее влияние на величину гидравлических потерь будут оказывать условия входа жидкости в рабочее колесо и выхода из него в спиральную камеру или в лопаточный направляющий аппарат.
Весьма существенна величина гидравлических потерь в лопаточном направляющем аппарате и отводящем устройстве. Эти потери резко возрастают при нерасчетных режимах работы. В лопаточном направляющем аппарате важное значение имеет число каналов, форма профиля каналов, начальный участок и форма его поперечного сечения.
В спиральном отводе потери слагаются из потерь на трение потока о стенки, потерь на удар у языка спирали и потерь на вихреобразова-ние. Преобладающими являются потери диффузорного характера. Учесть влияние всех перечисленных факторов аналитическим путем из-за сложного характера течения жидкости во вращающихся каналах колеса и криволинейных каналах отводящего устройства не представляется возможным. Поэтому в процессе проектирования насоса при выборе оптимальных значений’ необходимых величин руководствуются результатами, полученными на основании опытов.
Гидравлические потери энергии определяются гидравлическим к. п. д. насоса, представляющим отношение полезной мощности насоса к сумме полезной мощности и мощности, затраченной на преодоление гидравлических сопротивлений:
Объемные или щелевые потери обусловлены наличием зазоров в машине, через которые жидкость получает возможность перетекать
Для предварительной оценки гидравлических потерь можно воспользоваться формулой, предложенной А. А. Ломакиным [11], которая позволяет вычислить гидравлический к. п. д. в зависимости от приведенного диаметра рабочего колеса:
из областей с более высоким давлением в области с более низким. Они вызваны главным образом протечками через уплотнение со стороны входа в рабочее колесо (рис. 2.17). Для уменьшения этих протечек необходимо точно выдерживать установленные радиальные зазоры в уплотнении. Помимо указанных возможны протечки через уплотнительные устройства диафрагм многоступенчатых насосов и концевые уплотнения в месте выхода вала из корпуса насоса. Величина их сравнительно невелика. Они существенного влияния на к. п. д. не оказывают. Однако от конструкции концевых уплотнений зависит в какой-то степени долговечность машины, что может быть связано с износом шеек вала в месте установки уплотнения.
У рабочих колес применяются щелевые уплотнения (рис. 2.18). Нужно отметить, что при многощелевых уплотнениях во время работы насоса возникабудет избыточное давление, то нормальная его работа должна сопровождаться небольшой протечкой жидкости, необходимой для охлаждения и смазки вала в месте’уплотнения.
ют поперечные силы, приводящие к вибрации ротора. Исходя из этих соображений наши заводы перешли на выпуск питательных насосов с однощелевыми уплотнениями. Величина радиального зазора в щелевом уплотнении на одну сторону составляет 0,25—0,30 мм.
В концевых уплотнениях применяется мягкий набивочный материал—резина, просаленный или прографиченный пеньковый, а также хлопчатобумажный шнур. Если со стороны концевого уплотнения
На величину объемных потерь большое влияние могут оказать центровка ротора, конструкция опорных подшипников и величина зазоров в них, балансировка ротора, толщина прокладки в разъеме корпуса, наличие абразивных частиц в перекачиваемой жидкости. Объемные потери оцениваются объемным к. п. д. насоса или коэффициентом подачи. Объемным к. п. д. называется отношение полезной мощности к сумме полезной мощности и мощности, потерянной в связи с утечками:
Коэффициентом подачи называется отношение подачи насоса к его идеальной подаче:
Утечки могут быть определены с помощью известной формулы гидравлики
А. А. Ломакиным была получена формула для объемного к. п. д. в зависимости от коэффициента быстроходности колеса (см. параграф 2.9)
Для современных крупных насосов ц0 = 0,90—0,98.
Механические потери связаны с трением наружных поверхностей дисков рабочих колес и разгрузочной шайбы о жидкость в корпусе насоса, а также механическим трением в опорах вала и в уплотнительных устройствах. А^ощность, теряемая на механические потери энергии, может быть представлена как
Из (2.23 а) видно, что дисковые потери пропорциональны 5-й степени величины радиуса рабочего колеса. В связи с этим при конструировании высоконапорных насосов идут на увеличение частоты вращения либо числа ступеней, но не на увеличение диаметра рабочего колеса. Потери в опорах и сальниках определяются по формулам, приведенным в справочниках, и зависят от выбранных типов подшипников, способа смазки, размера сальника и материала сальниковой набивки.
Механические потери оценивают механическим коэффициентом полезного действия т]м, выражающим относительную долю механических потерь в насосе. Он определяется отношением внутренней мощности насоса Nt к мощности насоса N:
В заключение следует отметить, что на величину к. п. д. и надежность машины очень существенное влияние оказывает качество ее изготовления, сборки и эксплуатации. Плохое качество изготовления и сборки машины приводит к снижению ее к. п. д. по сравнению с опытными образцами на 5—10 %, а иногда на 15—20 %.
Наиболее распространенным дефектом машины является неточность изготовления отдельных элементов и узлов. Например, не выдерживаются расчетные размеры рабочего колеса, расчетные сечения каналов колеса, подводящего и отводящего устройств, шаг и толщина лопастей рабочего колеса и направляющего аппарата, расчетные углы и ₽2, т. е. искажается профиль лопастей, и т. д. Достаточно сказать, что незначительное завышение толщины прокладки по разъему корпуса может привести к снижению к. п. д. на 2,5— 3,0 % [35]. Даже небольшое несовпадение осей рабочего колеса и спирального корпуса приводит к заметному снижению к. п. д.
где
Полный к. п. д. насоса вычисляется по выражению
Для вычисления мощности, затрачиваемой на дисковое трение (она главным образом и определяет механические потери), можно воспользоваться формулой
От квалифицированной эксплуатации, своеврвхменного устранения мелких неисправностей во многом зависит экономичность и надежность машины. Необходимо постоянно поддерживать в машине зазоры, установленные нормами. Следует помнить, что плохое качество изготовления и сборки машины и неудовлетворительная эксплуатация могут свести на нет те достижения в области повышения экономичности и надежности, которые даются с большим трудом и ценой больших затрат.