Материал: 2471

быстроходности (диагональные и осевые) применяют при больших подачах и малых напорах.

Взависимости от величины быстроходности изменяются размеры колеса, а именно отношение наружного выходного диаметра лопастного колеса D2 к диаметру входа потока жидкости в колесо D1.

Втабл. 14.3 приведены значения степени быстроходности nS и отношения D2 к D1 для различных типов лопастных колес [22].

Таблица 14.3

Характеристики различных типов лопастных колес

Теоретический напор, создаваемый колесом центробежного насоса, равен разности напоров на выходе и входе в него [42]:

где Р1 и Р2 – давления жидкости (Па) на входе и выходе из колеса; V1 и V2 – абсолютные скорости (м/с), на входе в колесо и выходе из ко-

= 9800 Н/м3).

Ввыражение (14.21) входят значения давления Р1 и Р2, их можно заменить значениями скоростей, используя уравнение Бернулли для течения жидкости в межлопаточных каналах

где W1 и W2 – относительные скорости (касательные к поверхности

кающий от работы центробежных сил, здесь U1 и U2 – окружные скорости на входе и выходе из рабочего колеса.

Даниил Бернулли (1700 1782) – швейцарский ученый, работал с 1725 г. в Петербургской академии наук.

На рис. 14.6 показаны планы скоростей на входе (точка 1) и выходе из колеса (точка 2) центробежного насоса.

После подстановки выражения (14.22) в выражение (14.21), преобразуя и сокращая, получим уравнение Леонардо Эйлера (1707– 1783, член Петербургской академии наук) для колес с радиальным входом жидкости

где 2 – угол между векторами окружной U2 и абсолютной V2 скоро-

стями на выходе из колеса; g – ускорение свободного падения, 9,8 м/с2.

Рис. 14.6. Планы скоростей на входе и выходе из колеса

Значение окружной скорости на выходе из колеса определяют из выражения

где n – частота вращения вала насоса, мин-1 (750, 1500, 3000).

При известных значениях n и D2 можно определить теоретический напор HТ, создаваемый колесом.

В процессе вращения колеса под действием центробежных сил частицы жидкости перемещаются от центра к периферии. Напор создается рабочим колесом в результате:

1) работы центробежных сил U22 U11 – статический напор;

2g

2) прироста кинетической энергии абсолютного движения

V22 V11 – динамический (скоростной) напор;

2g

3) преобразования величины относительной скорости W22 W11 –

2g

статический напор.

На рис. 14.7 показаны формы лопаток центробежных машин (направление вращения по часовой стрелке).

Рис. 14.7. Формы лопаток: а – загнутые назад; б – с радиальным (по радиусу) выходом; в – загнутые вперёд

В зависимости от формы лопаток в общем напоре, создаваемом колесом, статический и динамический напоры распределяются следующим образом:

1)лопатки радиальные – примерно 50 % статический напор и 50 % динамический напор (применяют в центробежных насосах, дымососах);

2)лопатки загнутые назад – преобладает статический напор (применяют в центробежных насосах);

3)лопатки загнутые вперед – преобладает динамический напор или энергия скорости (применяют в вентиляторах).

От выбранного количества лопаток и их толщины зависит проходное сечение колеса. Уменьшение проходного сечения на выходе из колеса учитывается коэффициентом стеснения К2, который равен 0,85 − 0,95 и определяется выражением

где b2– ширина проходной части колеса на выходе, b2 0,05 0,1 D2; D2 – диаметр колеса на выходе; Z – количество лопаток (5 − 13); – толщина лопаток 0,1 0,3 b2 .

Колесо насоса при степени быстроходности 100 − 150 имеет максимальный коэффициент полезного действия при числе лопаток, рав-

ных 7 − 11.

Совершенство центробежного насоса оценивают коэффициентом полезного действия (КПД).

Объемный КПД учитывает перетекание жидкости из полости нагнетания в полость всасывания через зазоры между корпусом насоса и колесом, равен 0,85 − 0,95.

Гидравлический КПД Г учитывает совершенство проточной части колеса (потери на трение, образование вихрей) и равен 0,85 − 0,95.

Механический КПД М учитывает потери на трение в подшипниках и уплотнениях, равен 0,95 − 0,98.

Общий КПД насоса равен 0,70 − 0,90 и определяется из выраже-

14.6. Пример расчета колеса центробежного насоса

Марку требуемого насоса выбирают из числа серийных насосов, выпускаемых на отечественных или зарубежных специализированных заводах. Но в практике встречаются случаи, когда необходим поверочный расчёт насоса или расчет с целью создания новой конструкции.

Исходные данные. Часовой расход жидкости Q =150 м3/ч, секундный расход 0,0416 м3/с; требуемый напор Н =18 м; частота вращения вала n =1450 мин-1; угловая скорость n/30 152 с 1. Перекачиваемая жидкость – нефтепродукт плотностью 850 кг/м3.

На рис. 14.8 показан разрез колеса центробежного насоса.

Передача энергии происходит путем силового воздействия лопаток

мещаются от центра к периферии (окраине), повышая абсолютную скорость до 20 − 80 м/с. Скорость жидкости в трубопроводе из-за гидравлических потерь не превышает 3 − 5 м/с. По этой причине абсолютную скорость жидкости на выходе из колеса снижают в расширяющихся каналах – диффузорах. В диффузоре и спиральной камере энергия скорости снижается и переходит в энергию давления.

1. В начале расчета насосного колеса определяем его степень быстроходности [22]:

По степени быстроходности из данных табл. 14.3 определяем, что колесо нормальное, отношение D2/D1=2.

2. Определяем диаметр канала на входе в колесо без учета диаметра ступицы