параллельное подключение гидроэлеваторов с помощью разветвления .и рукавных систем. Гидроэлеваторы прп это.м включают в работу последовательно. Если расходы воды незначительные, то гидроэлеваторная система может работать без всасывающего рукава. В этом случае забор воды нз цистерны происходит через специальны?! трубопровод, соединяющий цистерну со всасывающей полостью центробежного насоса. Прн удалении воды из по.мещений гидроэлеватормая система мож1ет работать от гидранта. Рабочую и эжектируемую жидкости направляют в канализацию.

Характерными неисправностями гидроэлеваторных систем являются: неплотное соединение рукавов, быстрое открывание вентиля на напорном патрубке насоса для подачи воды па пожар, резкое снижение частоты оборотов двигателя, заломы рукавных линий, засорение всасывающей сетки, превыщенне расхода воды на пожар над эжектируемым расходом, превыщенне предельной высоты всасывания или предельного расстояния до водоисточника.

Глава XIV. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ НАСОСЫ

§ 45. ОСНОВЫ ТЕОРИИ

Уравнение работы центробежного насоса. Процесс накопления энергии водой можно проследить по характеру движения жидкости в канале рабочего колеса насоса (рнс. 61). Частицы жидкости совершают двоякое движение: а) относительно рабочего колеса со скоростью W п б) «.месте с рабочим колесом с окружной (переносной) скоростью и. Абсолютная скорость С движения жидкости равна геометрической сумме скоростей относительного и переносного движений.

Рис. 61. Диаграмма скоростей потока на входе п рабочее колесо и на пи-ходе .43 него

Предположим, что насос работает без гидравлических потерь, движение является постоянным, а рабочее колесо имеет бесконечное число тонких лопаток. В этом случае траекторию частиц жидкости в относительном движении можно считать одинаковой и совпадающей с кривой очертания рабочей лопатки колеса.

Для потока жидкости, проходящей через рабочее колесо, мо.мент импульса относительно центра колеса будет р.авен:

а) у входа потока в колесо (на радиусе /?i);

б) у выхода потока из колеса (на радиусе R2)

Mi - mCi /2,

Следовательно, приращение момента количества движения будет равно:

M = Mi~Mi = m{Cik - cili). (19)

Произведем некоторые .преобразования. Согласно диаграмме скоростей,

и - Ri cos oi; /2 = Rs cos а». Секундную массу жидкости представим так:

Тогда

M = oQt: (с2 R2 cos а., - Сг Ri cos a).

(20)

Мощность на валу насоса может быть выражена так: N = ?gQ,Hr, ми N = M(o, (21)

где р - плотность жидкости;

Qt - теоретическая подача насоса;

Ят - теоретический напор насоса;

М - момент на валу двигателя;

(в - угловая скорость вращения рабочего колеса.

Следовательно,

Р&(ЗтЯт = Л4сй,

откуда

М = . (22)

Согласно теореме о моменте имшульса, имеем:

р qt (са Ri cos as - cj Ri cos ai) -

откуда

Принимая

также

(О ,

Ят = - (Сг Rt cos Ог - Ci /?i cos aj). CjCosa2 = C2u и Cj cos ai = Cl „, a (i> Ri Ui и cu /?i «1,

(23)

получим выражение

(24)

где c2u, - проекция абсолютной скорости на окружную.

Формула (24) представляет собой уравнение теоретического напора центробежного насоса, впервые полученное Л. Эйлером в 1754 г. Она используется при проектировании oiacocoB.

Если в центробежных насосах жидкость в.ходйт в меж-лонаточное пространство рабочего колеса радиально, то

„ „J3J2t!l£?j (25)

Из данной формулы видно, что значение тем больше, чем меньше угол аг. Практически угол ог принимается в пределах 6-15°.

Для определения действительного напора насоса необходимо в основное урав1нсние внести поправки:

а) исходя из конеч;ного числа лопаток - коэффициент к;

б) исходя нз гидравлических сопротивлений - гидравлический к. п. д. т]г=0,85...0,95. Следовательно,

Коэффициент k определяется по формуле

k = 2 - Z

(26)

(27)

пде Z - число лопаток рабочего колеса;

/?1 и /?2-входной и выходной радиусы рабочего колеса;

4=0,6(l-f sin Рг) -коэффициент, учитывающий угол выхода лопатки Рг.

Напор, создаваемый рабочи-м колесом центробежного насоса, как видно из уравнения (25), определяется произведением «2C2u. Для достижения высокого напора в насосе с одним (колесо.м необходимо иметь большое З1наче-иие окружной скорости. Однако окружные скорости Иг по условиям прочности рабочих колес из различных материалов ограничены (50-500 м/с), поэтому ограничен и напор. Для создания высоких напоров проектируют многоступенчатые насосы с последовательлы.м включением рабочих колес. При этом полный напор насоса равен cyMiMe напоров отдельных ступеней.

Типы лопаток рабочих колес. Геометрическая форма рабочих лопаток влияет на величину напора, произ1води-тельность и потребляемую энергию. Конструктивно лопатки мотут быть отогнутые назад, радиальные и отогнутые в1перед (рис. 62).

Рис. 62. Формы лопаток рабочего колеса

а - лопатки, отогнутые назад; б -лопатки радиальные; в - лопатки, отогнутые вперед

Лопатки, отогнутые вперед, дают больший напор и жидкости сообщаются большие скорости движения. Однако для них характерны значительные потери энергии при преобразовании скоростного напора и большие гидравлические потери при движении жидкости в межлопаточном пространстве.

Лопатки, отогнутые назад, дают больший гидравлический К. п. д. и и.меют меньшие потери энергии при преобразовании скоростного напора.

Поэтому рабочие колеса в большинстве конструкций центробежных насосов применяют с отогнутыми назад лопатками.

Лопатки, оканчивающиеся радиально, дают про.ме-жуточ:ные значения для гидравлического к. п. д.

Подача насосов. Центробежные насосы (рассчитывают на строго определенную подачу, которую определяют исходя «3 уравнения неразрывности струи, т. е. из Q = Fucp- Если жидкость ч центробежных насосах проходит через приемное окно рабочего колеса, то велн-чипу подачи находят по формуле

Q= 0,785 (rf2-4)t>„Tio, (28)

отверстия рабочего колеса.

где di-диаметр входного м;

do -диаметр ступицы рабочего колеса, м; Vo - скорость иступлення воды в рабочее колесо, м/с (обычно равна 2-3 м/с);

Цй - коэффициент объемного заполнения.

Подачу центробежного насоса изменяют способом дросселирования, а также регулированием частоты вращения вала. При дросселировании часть напора, создаваемого насосо.м, расходуется па преодоление сопротивления в задвижке, поэтому этот способ менее выгоден.

Регулирование подачи воды изменением частоты вращения вала на пожарных автомобилях осуществляется с помощью дроссельной заслонки карбюратора.

Частота вращения вала насосов. Для стационарных насосов, соединенных непосредственно с электрод&ига-теля.ми, частота вращения является постоянной величиной, равной 720, 980, 1450 и 2950 об/мин.

Для передвижных насосов, приводимых от двигателей внутреннего сгорания, частота сращения изменяется в пределах п=Пм1ш-3500 об/мин в зависимости от типа двигателя и режима его работы.

При отсутствии кавитации зависимость между подачей Q, напором Я, .мощностью N и частотой вращения п вала насоса выражается уравнениями:

= - , откуда Q, = Q, - ;

W2 "2 \ «1 /

(29)

= (-] , откуда Яг = Hi

"2 /

откуда N2 = Ni

(30)

(31)

Уравнения (29), (30) и (31) показывают, что с изменением частоты вращения насосного вала изменяются: а) подача (пропорционально первой степени отнощения

частоты вращения); б) напор (пропорнианально квадрату отнощения частоты вращения); в) мощность (пропорционально кубу отнощения частоты вращения). Исходя из этих уравпеннй и зная Q, Н ъ N при определенной частоте вращения вала п, .можно определить даиные величины при любой частоте вращения насосного вала.

Характеристики центробежных насосов, Оановные параметры центробежных )насосов - подача, напор, частота вращения, потребляемая мощность и к. п. д. - при работе из.меняются в широких пределах. Поэтому центробежные насосы трудно характеризовать какими-либо цифровыми величинами. Значительно легче представить изменение основных параметров графически.

Графики, определяющие зависимость подачи и напора Я=/(Q), подачи и потребляемой мощности jV=f(Q), подачи и к. п. д. 11=/(Q) при постоявной частоге вращения вала, называются рабочими характеристиками насоса. Рабочие характеристики для построенных насосав снимают опытным путем на специ-алыном стенде с мотор-(весамн, а для проектируемых насосов строят графики, используя типовые характеристики Я=/(0), N=f(Q) и if)=f(Q) при П0СТ0Я1НН0Й частоте вращения для насосов с различными коэффициентами быстроходности.

Пожарные насосы получают энергию от автомобиль-пых двигателей 1В1нутреннего сгорания, изменяющих частоту вращения вала в зависимости от степени открытия дроссельной за1Слонки и от нагрузки. В силу этого для пожарных насосов одной рабочей характеристики при одной постоянной частоте вращения оказывается недостаточно, поэтому строят универсальные характеристики, представляющие собой семейстьо кривых H=f{Q), N= =/(Q) и r)=f(Q) для нескольких разлиЧ1ных частот вращения, отличающихся друг от друга на 100- 200 об/мин. Универсальна1Я характеристика насоса ПН-40У Представлена .на рис. 63.

При расчетах насосно-руказных систем удобно пользоваться аналитическим выражением зависимости Н от Q, т. е.

Н = а - ЬО. (32)

Параметры а я b можно получить способом совместного решения двух уравнений ©идя (32) для двух известных взаимозависимых величин а а Ь, полученных опытным путем.