Давление жидкости, проходящей через насос, непрерывно изменяется в направлении движения и неодинаково в отдельных точках сечений проточной полости.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление наблюдается вблизи входа в цилиндрическое сечение рабочего колеса на вогнутой стороне лопастей, т.е. там, где относительная скорость w и соответствующая ей кинетическая энергия достигают наибольших значений. Если в этой зоне давление оказывается равным или меньшим давления насыщенного пара, соответствующего температуре всасывающей жидкости, то возникает явление, называемое кавитацией.

Физическая картина кавитации состоит во вскипании жидкости в зоне пониженного давления и в последующей конденсации паровых пузырьков при выносе кипящей жидкости в область повышенного давления. При этом кавитационный процесс распространен по некоторой длине потока. Кавитация может быть местным процессом, характерным для короткого участка потока, в тех случаях, когда давление в сечении пульсирует около его среднего значения, равного давлению насыщенного пара при температуре всасываемой жидкости. В этом случае процессы вскипания и конденсации паровых пузырьков протекают с большой частотой, пульсирующим образом.

В любых случаях кавитации при быстрой конденсации парового пузырька окружающая его жидкость устремляется к центру пузырька (центру конденсации) и в момент смыкания его объема производит вследствие малой сжимаемости жидкости резкий точечный удар. По современным данным, давление в точках смыкания паровых пузырьков при их конденсации в кавитационных процессах достигают нескольких мегапаскалей.

Если пузырек пара в момент его конденсации находится на поверхности, ограничивающей поток, например на рабочей лопасти, то удар приходится на эту поверхность и вызывает местное разрушение металла, называемое питтингом. Современные исследования показывают, что кавитация сопровождается термическими и электрохимическими процессами, существенно влияющими на разрушение поверхностей проточной полости насосов.

Характер питтинга зависит от материала, из которого изготовлена проточная часть насоса. Так, питтинг чугунных деталей, например рабочих лопастей низконапорных насосов, дает губчатую структуру с весьма неровной поверхностью и извилистыми узкими щелями, проникающими глубоко в металл и нарушающими прочность детали. В высоконапорных насосах, работающих при большой частоте вращения, с деталями, выполненными из обычных конструкционных и легированных сталей, питтинг проявляется в виде гладких, как бы проточенных впадин и канавок. Материалов, абсолютно устойчивых против кавитации не существует. Очень плохо противостоят кавитации неоднородные хрупкие металлы, такие как чугун и керамика. Из металлов, применяемых в насосостроении, наиболее устойчивы к кавитации легированные стали, содержащие никель и хром.

Кавитация вредна не только потому, что разрушает металл, но и потому, что машина, работающая в кавитационном режиме, существенно снижает КПД.

Работа насоса в режиме кавитации внешне проявляется шумом, внутренним треском, повышенным уровнем вибрации, а при сильно развившейся кавитации - ударами в проточной полости, опасными для насоса.

Принято подразделять кавитационный процесс на три стадии. В начальной стадии зона кавитации заполнена смесью жидкости и более или менее крупных пузырьков пара. Во второй стадии в кавитационном потоке на ограничивающей поверхности образуются крупные каверны, срываемые потоком и вновь образующиеся. Это стадия развитой кавитации. Третья стадия - суперкавитация: весь обтекаемый элемент гидромашины лежит в области каверны.

Работа насоса в стадии начальной кавитации нежелательна, но допустима, если детали насоса изготовлены из кавитационно-устойчивых материалов. В стадии развитой кавитации и суперкавитации работа насоса становится ненадежной и поэтому недопустима.

Кавитация возникает обычно во всасывающем тракте насоса на лопастях рабочего колеса, однако кавитационные процессы могут возникать и в напорных потоках в местах срыва жидкости с рабочих лопастей, направляющих лопаток, регулирующих органов.

Меры, предупреждающие возникновение кавитации в насосах:

· ограничение скорости жидкости в проточной полости насосов;

· применение рациональных форм сечений проточной полости и профилей лопастей;

· эксплуатация насосов в режимах, близких к расчетным.

В многоступенчатых насосах наиболее подвержено кавитации первое по ходу жидкости рабочее колесо, потому что на входе в него давление наименьшее. Чтобы повысить кавитационные качества таких насосов, перед первой ступенью их устанавливают предвключенное осевое колесо или шнек, состоящий из двух-трех витков. Они выполняются из кавитационно-устойчивых материалов и развивают на входе в первое колесо многоступенчатого насоса давление, препятствующее возникновению кавитации (см. Рисунок 11, Рисунок 12). На АЭС предвключенные колеса устанавливаются обычно, в конденсатных и питательных насосах.

Рисунок 11 – Питательный насос ПЭА 1650-75.

1 - вал; 2 – рубашка; 3 – концевые уплотнения; 4 – входная крышка;
5 – предвключенное колесо ; 6 – рабочее колесо; 7 – кожух; 8 – направляющий аппарат; 9 – секция; 10 – напорная крышка; 11 – втулка пяты; 12 – шпилька;
13 – разгрузочный диск; 14 – подшипник; 15 – плита.

Рисунок 12 – Конденсатный насос КсВА 1500-120.

1 – корпус подвода; 2 – рабочее колесо; 3 - уплотнение; 4 – корпус сальника;
5 – подшипник; 6 – вал; 7 – концевое уплотнение; 8 – напорная крышка;
9 – внутренний корпус; 10 – секция; 11 – наружный корпус; 12 – направляющий аппарат; 13 – предвключенное колесо ; 14 – подшипник; 15 – подающий винт.

Основной мерой против кавитации в насосах любых типов и конструкций является соблюдение такой высоты всасывания насоса, при которой кавитация не возникает. Такая высота всасывания называется допустимой.

Превышение напора на входе в насос над напором, равным давлению насыщенного пара перекачиваемой жидкости, называется кавитационным запасом Dh . Бескавитационный режим работы насосов обеспечивается при соблюдении условия

Dh ³ Dh доп,

где допускаемый кавитационный запас

Dh доп = kDh кр;

коэффициент запаса k = 1,1¸1,5 и устанавливается в зависимости от условий работы и типа насоса; Dh кр - кавитационный запас, соответствующий началу снижения параметров при кавитационном испытании насоса. Допускаемый кавитационный запас Dh доп приводится в характеристике насоса, получаемой при кавитационном испытании.

Кавитационный запас Dh определяется зависимостью

где р п - давление насыщенных паров;

u в - скорость на входе насоса;

р В - абсолютное давление на входе насоса;

р А - атмосферное давление.

При условии р В >р А (отрицательная высота всасывания или подпор на входе в насос), где р В =rgН под +Р к +Р А, можно записать

где р к - давление в напорном резервуаре на всасывании.

Если р В <р А (положительная высота всасывания или разрежение на входе в насос), то

Высота всасывания с учетом гидравлических потерь во всасывающем трубопроводе Sh вс и скоростного напора u в 2 /2g называется вакууметрической высотой всасывания:

Высота всасывания Н вс - это расстояние между свободной поверхностью в резервуаре, из которого жидкость забирается насосом, и осью рабочего колеса (Рисунок 6).

Допускаемая вакууметрическая высота всасывания, при которой обеспечивается работа насоса без изменения основных технических показателей,

.

Допускаемая высота всасывания (допустимая вакууметрическая высота с учетом потерь Sh вс)

Оценка кавитационных качеств насосов проводится на основе кавитационных характеристик, получаемых испытанием на специальных стендах.

Экспериментальные методы обнаружения и исследования кавитации. Наиболее старый, но до сих пор самый распространенный метод - энергетический. Суть его состоит в следующем. На специальном стенде или в рабочих условиях при работе насоса на постоянной температуре и фиксированной подаче жидкости проводят уменьшение давления на всасе. При этом на каждой ступени давления всасывания р вс определяют основные параметры насоса (Q, H, N, h), затем рассчитывают кавитационный запас в метрах столба перекачиваемой жидкости Dh и строят графики Н = f(Dh), N = f(Dh).

За начало кавитации принимают значение, при котором напор уменьшился на 2%. Для обеспечения нормальной работы насоса рекомендуется увеличить минимальный кавитационный запас в А раз, т.е. допустимый кавитационный запас равен Dh доп =АDh кр.

Следует заметить, что определенное таким образом начало кавитации является условным. На самом деле собственно кавитация начинается при значениях Dh, существенно превышающих Dh кр, однако чувствительность метода не позволяет этого определить. Более точно начало кавитации определяется по изменению виброакустических характеристик (например, по общему уровню вибраций). Обнаружено, что изменение акустических характеристик происходит значительно раньше, чем энергетических, т.е. акустический метод дает более точную информацию о начале кавитации.

Во многих случаях, особенно если насос работает при больших частотах вращения (с относительными скоростями потока более 15 м/с), возможен эрозионный износ материала проточной части, который проявляется со временем и не может быть обнаружен энергетическим или акустическим методом. Вместе с тем определение возможных мест эрозии весьма желательно, так как позволяет конструктору во многих случаях принять меры для ее уменьшения. Зоны эрозии в настоящее время определяют с помощью экспресс-методов. Для этого обтекаемые потоком поверхности покрывают легкоразрушающимися лаковыми покрытиями на основе феноловых смол и проводят кратковременные испытания на заданном режиме. Если зоны эрозии имеют место, то разрушается слой покрытия. Изменяя геометрию обтекаемых поверхностей, можно добиться уменьшения зон эрозии или их ликвидации.

Еще одним методом исследования кавитации является метод визуализации, который использует стробоскопирование, скоростные фото- и киносъемки и позволяет представить детальную картину возникновения и развития кавитационных явлений.

Все перечисленные методы взаимно дополняют друг друга и широко используются в практической и исследовательской работах.

Приняв за плоскость сравнения уровень свободной поверхности жидкости в питательном баке 0–0 (рис. 6.18), напишем уравнение Бернулли для сечений 0–0 и 1–1 (сечение 1–1 соответствует всасывающему патрубку насоса):

где – скорость движения жидкости во всасывающем патрубке, – потери напора на всасывающей линии, – высота всасывающей линии, – давление жидкости в сечении 1–1. Из уравнения (6.36) определим высоту всасывания:

Как видно из формулы (6.37), чем меньше , тем больше высота всасывания насоса. Определим нижний предел изменения .

Рис. 6.18. Линия всасывания насосной установки

Если давление окажется меньше давления насыщенных паров жидкости при данной температуре , т.е. , тогда из жидкости начинают выделяться пары и растворенные в ней газы. Интенсивное образование пузырьков может привести к разрыву потока жидкости
с образованием паровой (газовой) подушки. В этом случае насос перестает качать, подача падает до нуля.

Предположим, разрыва потока нет, жидкость пузырьками пара (газа) при своем движении попадает в область более высоких давлений.
При происходит мгновенная конденсация паров жидкости. Жидкость мгновенно проникает в пустоты, образующиеся при конденсации пузырьков, что приводит к многочисленным мелким гидравлическим ударам. Этот процесс называется кавитацией. Местное повышение давление может достигать 100 МПа.

Вследствие кавитации может произойти:

– снижение , и ;

– полное прекращение подачи – разрыв потока;

– возникновение вибрации, ударов, шумов;

– механическое разрушение твердых поверхностей насоса.

Возникновение кавитации в центробежном насосе вероятнее всего
во всасывающей полости насоса. Для предотвращения кавитации необходимо, чтобы .

Определим максимальную высоту всасывания насоса, принимая :

Допустимую высоту всасывания можно определить с учетом кавитационного запаса :

Значения кавитационного запаса приводятся в каталогах
по насосам и в паспорте насоса.

Высота всасывания центробежного насоса для воды при нормальных условиях составляет = 6–7 м.

Осевые насосы

Рабочее колесо 1 при вращении в корпусе 2 сообщает жидкости движение в осевом направлении. При этом поток несколько закручивается. Для преобразования вращательного движения потока в поступательное
в корпусе насоса устанавливается неподвижный направляющий аппарат 3 (рис. 6.19). Лопасти рабочего колеса выполняются в виде винта.

При вращении колеса в потоке жидкости возникает разность давлений по обе стороны каждой лопасти. Силы давления лопастей
на поток создадут вынужденное вращательное и поступательное движения жидкости, увеличивая её давление и скорость, т.е. механическую энергию потока жидкости.

Осевые насосы применяются для больших расходов жидкости (десятки кубических метров в секунду) и малых напоров (5–20 м).

Теоретический напор осевого насоса, как и для центробежного, определяется по уравнению Эйлера (6.25):

Рис. 6.19. Схема осевого насоса

Рассмотрим треугольники скоростей на входе жидкости в рабочее колесо (рис. 6.20, а ) и на выходе (рис. 6.20, б ).

а ) б )

Рис. 6.20. Треугольники скоростей для рабочего колеса осевого насоса

Окружная (переносная) скорость вращения, как известно, определяется по формуле:

где w – угловая скорость вращения. Окружная скорость на входе в рабочие колеса и на выходе будут одинаковыми, т.е. . Следовательно, можно записать:

Это и есть основное уравнение осевого насоса. Оно показывает, что величина напора осевого насоса пропорциональна произведению окружной скорости на изменение составляющей абсолютной скорости потока в направлении переносного движения потока.

Из треугольников скоростей определим и :

Значения и могут быть определены из уравнения неразрывности:

где r – плотность жидкости, – площадь поперечного сечения осевого насоса на входе и на выходе: . Тогда получим, что .

C учетом (6.41) и (6.42) уравнение (6.40) перепишем в виде:

Согласно уравнению (6.43), для создания напора требуется, чтобы было меньше . Чем больше разница между и , тем больше закрутка лопатки. Лопатки рабочего колеса необходимо профилировать таким образом, чтобы величина напора по радиусу была постоянна, т.е. значения и по радиусу разные. Другими словами, закрутка лопасти по радиусу должна меняться так, чтобы по радиусу не менялся.

Реальный напор осевого насоса может быть определен по формуле:

Здесь – КПД насоса, который определяется по формуле:

j × h г × h м,

(6.45)

где j , – гидравлический КПД насоса, – механический КПД насоса, учитывающий потери энергии от трения в уплотнителях, подшипниках и дискового трения. Обычно принимают:

Коэффициент j может быть определен исходя из уравнения расхода:

где – объемный расход насоса. Принимая , получим:

По сравнению с центробежными осевые насосы отличаются простотой конструкции и меньшими размерами при той же производительности. Их недостатком является ограниченная высота всасывания. Известно, что чем больше производительность насоса, тем больше опасность кавитации. Во избежание кавитации в этом случае высота всасывания не должна превышать 1–2 м.

Вихревые насосы

Вихревой насос (рис. 6.21) состоит из рабочего колеса 1 с короткими радиальными лопатками и неподвижного корпуса 2 , снабженного всасывающим 3 и напорным 4 патрубками. В корпусе имеется концентрический отводной канал, который прерывается перемычкой, служащей уплотнением между напорной и всасывающей лопастями.
В вихревом насосе не обеспечивается герметичное разделение всасывающего и напорного трубопроводов, т.е. насос является проточным так же, как и все лопастные насосы.

В вихревых насосах центробежная сила используется несколько раз. Поэтому напор, создаваемый ими, в 4–5 раз превышает напор центробежных машин, имеющих ту же окружную скорость.

Центробежные силы вызывают непрерывное истечение жидкости
из межлопастных каналов в концентрический отводной канал. Ввиду неразрывности потока жидкость непрерывно втекает в межлопастные каналы из отводного канала. За время прохождения всей длины отводного канала жидкость несколько раз попадает в каналы между лопатками
и каждый раз получает от рабочего колеса новый импульс. При этом жидкость совершает сложное извилистое винтообразное движение.

Рис. 6.21. Схема вихревого насоса

В вихревых насосах определяется внутренний КПД рабочего процесса . Значение вычисляют как отношение полезной теоретической мощности к теоретической мощности, затрачиваемой колесом. Кроме внутренних потерь, свойственных процессу передачи энергии от рабочего колеса к потоку и оцениваемых внутренним КПД , в вихревых насосах наблюдаются объемные, гидравлические
и механические потери. Объемные потери обусловлены перетеканием жидкости через перемычки.

Гидравлические потери энергии возникают вследствие трения
и вихреобразования при поступательном движении жидкости по отводному каналу. Механические потери – потери энергии на трение в сальниках, подшипниках и на трение на рабочих поверхностях колеса в жидкости.

Столь значительные потери энергии приводят к тому, что при наиболее благоприятных для вихревых насосов режимах общий КПД машины не превышает 50 %.

На рис. 6.22 представлены характеристики вихревого насоса. Напор насоса H зависит от расхода в меньшей степени, чем для центробежного насоса. Если окружная составляющая скорости жидкости в отводном канале равна окружной скорости рабочего колеса, то жидкость в колесе
и канале вращается как одно целое с одинаковой окружной скоростью.

Рис. 6.22. Характеристики вихревого насоса

Сильное взаимодействие потока жидкости в колесе и в канале отсутствует, продольные вихри не возникают, и напор вихревого рабочего процесса , при этом .

Для этого случая можно записать:

Подачу насоса определяют по формуле:

Коэффициент подачи c меняется в пределах c = 0,50–0,65.

По сравнению с центробежным, вихревой насос компактнее, конструкция его проще и дешевле. Вихревые насосы являются самовсасывающими. Они могут работать на смеси газа и жидкости.
В вихревом насосе изменение напора меньше влияет на подачу, чем
в центробежном, о чем свидетельствует крутая характеристика (рис. 6.22).

Вихревые насосы обычно применяют при необходимости создавать большой напор при малой подаче.

В вихревых насосах жидкость подводится к рабочему колесу
на периферии его, т.е. в зоне высоких скоростей. Поэтому возможность возникновения кавитации весьма велика. Предупредить возникновение кавитации можно повышением давления на входе в вихревое колесо.
Для этого следует установить на валу вихревого насоса дополнительное центробежное колесо. Применение предвключенного центробежного колеса позволяет существенно повысить скорость жидкости на входе
в вихревое колесо и получить более высокое давление вихревого колеса
и насоса в целом. КПД центробежно-вихревого насоса выше, чем чисто вихревого насоса. Если у наиболее распространенных вихревых насосов КПД составляет 33–35 %, то для центробежно-вихревых – 50–65 %.

Регулирование производительности вихревых насосов производится дросселированием потока на выходе или изменением числа оборотов.

Поршневые насосы

Среди объемных насосов наиболее распространенными являются поршневые насосы.

На рис. 6.23 изображена схема поршневого насоса простого действия. Он состоит из поршня 1 со штоком 3 , движущихся возвратно-поступательно внутри цилиндра 2 и двух клапанов – всасывающего 4
и нагнетательного 5 . Снизу к корпусу насоса присоединена всасывающая труба 6 , сверху – нагнетательная 7 .

Возвратно-поступательное движение поршня со штоком создается приводом. В качестве привода могут служить: паровая машина (прямодействующие насосы), кривошипно-шатунные механизмы, экцентриковая или кулачковая передача. Рассмотрим рабочие
процессы машины. из цилиндра, т.е. происходит нагнетание. Давление в полости резко растет, и нагнетание начинается сразу же в начале хода нагнетания.

Изображенная на рис. 6.23 машина за один оборот вала кривошипа совершает один процесс всасывания и один процесс нагнетания
и называется машиной простого действия. Через обозначен ход поршня.

Схемы поршневых насосов двойного, тройного и четверного действий представлены на рис. 6.24.

Насос двойного действия за один оборот вала кривошипа совершает два процесса всасывания, два – нагнетания на общую линию; насосы тройного действия – три, четверного – четыре.

а ) б ) в ) г )

Рис. 6.24. Схемы поршневых насосов: а , б – двойного действия;

в – тройного действия; г – четверного действия

Особенности работы насоса можно наглядно изобразить
на теоретической индикаторной диаграмме, показывающей изменение давления в цилиндре в зависимости от положения поршня при работе машины (рис. 6.25).

По другим признакам:

– по расположению оси цилиндра (горизонтальные и вертикальные);

– по конструкции поршня (дисковый, дифференциальный,
с проходным поршнем – с клапаном в теле поршня, плунжерный);

– по давлению (низкие – до 1 МПа, средние – до 2 МПа, высокие – свыше 2 МПа);

– по производительности (малый – до 4 · 10 –3 м 3 /с, средний –
до 15 · 10 –3 м 3 /с, большой – свыше 15 · 10 –3 м 3 /с).