2015-05-30
346
1. Выражение теоретической мощности насоса через гидравлические параметры трубопроводной системы.
При близко расположенных лопатках скорости c 1t, c 2t практически не зависят от Q (точнее, от полярного угла, отсчитываемого вокруг оси вращения колеса). Поэтому интеграл легко вычисляется и равен
M = r(r 2 c 2t - r 1 c 1t) Q.
Умножив обе части на частоту w, получим мощность, сообщаемую потоку жидкости рабочим колесом - т.н. гидравлическую мощность Wg = w M:
Wg = r(w r 2 c 2t - w r 1 c 1t) Q = r(u 2 c 2t - u 1 c 1t) Q. (3.1)
Выражение (3.1) называется основным уравнением лопастных машин. Оно остается справедливым также и для осевых нагнетателей.
Здесь учтено, что на входе в межлопастные каналы скорость u 1 = r 1w, на выходе u 2 = r 2w.
Как мы знаем, давление насоса связано с удельной энергией жидкости. Эта связь
. (3.2)
Индекс t означает, что R t - теоретическое давление.
При выводе формулы (3.2) не учитывались гидравлические потери в насосе за счет сил трения, линии тока в межлопастном канале полагались идентичными друг другу. Эти факторы дают заниженное значение реального давления насоса, по сравнению с вычисляемым значением по формуле (3.2).
|
|
|
Формулу (3.2) можно еще записать как
,
где a1, a2 - углы между векторами c и u на входе и выходе из рабочего колеса.
В практике изготовления насосов кривизна лопаток выбирается так, чтобы a1 = 90° (cosa1 = 0). Тогда
. (3.3)
Формула (3.3) является базовой для получения основного уравнения центробежного (лопастного) насоса.
2. Если насосом нельзя поднять воду выше 10 м, то каким образом насосы доставляют воду в многоэтажные здания высотой выше 10 м?
