5.1Цель и задача лабораторной работы

Цель работы - овладение методикой подбора центробежных насосов для конкретных условий работы на основе определения функциональных возможностей рабочих колес в зависимости от их конструкций.

Задача лабораторной работы заключается в изучении конструкций погружных и наземных центробежных насосов и в измерениях конструктивных параметров различных колес. Расчетная часть содержит вычисление подачи, напора насоса по конструктивным формам колес, затем - коэффициента бы­строходности насоса, что дает основание определить область применения этого насоса.

2. Исходные данные

1. Рабочие колеса погружных и наземных центробежных насосов.

2. Геометрическая форма лопаток.

3. Входной угол.

4. Выходной угол.

5. Наружный диаметр лопаток.

6. Внутренний диаметр лопаток.

7. Частота вращения колеса.

8. Число проходных каналов.

5.3 Теория рабочих колес

В теории рабочих колес центробежного насоса рассматриваются окруж­ные, относительные и абсолютные скорости на входе и выходе из рабочего колеса. Графически связь между этими скоростями выражается параллело­граммами скоростей (рисунок 5.1).

Окружные скорости при входе и при выходе обуславливаются угловой скоростью вращения ω= πn/30 рабочего колеса и радиусами окружности вра­щения r₁=D₁/2 и r₂=D₂/2 и определяются расчетным путем по формулам:

u₁ = ωr₁ = (πD₁n)/60

u₂ = ωr₂ = (πD₂n)/60

Относительные скорости непосредственно вычислить невозможно. Тем не менее есть определенная связь с другими параметрами рабочего колеса, что дает возможность найти их значения по экспериментальным данным. То­гда становится возможным рассчитать напор, подачу, следовательно, коэф­фициент быстроходности рабочего колеса.

Рисунок 5.1 - Схема к теории рабочего колеса

5.4 Определение напора рабочего колеса

Обычно в центробежных насосах жидкость входит во внутреннюю по­лость между лопастями рабочего колеса в радиальном направлении и при этом a₁ = 90°, следовательно, cos 90° = 0. Поэтому напор, создаваемый рабо­чим колесом, определяется только с учетом выходных параметров, т.е.

H_m = (с₂и₂ cos а₂)/g

Из формулы (5.3) видно, что для получения положительного напора не­обходимо, чтобы а₂ < 90°, причем, чем меньше а₂, тем больше напор. Однако надо иметь в виду, при этом уменьшается подача насоса. Исходя из условий необходимых технических параметров центробежного насоса, этот угол бе­рется в пределах: а₂ = от 8° до 15°, реже достигает 20° и уменьшается до 6°.

Полученная формула для напора является теоретической. В действи­тельности напор, создаваемый насосом, меньше

1. вследствие гидравлических сопротивлений внутри насоса, для преодоления которых расходуется часть напора;

2. вследствие неравномерного отклонения струи жидкости по расчетным траекториям.

Понижение напора по первой причине учитывается введением в форму­лу (5.3) гидравлического к.п.д. η_г; понижение напора по второй причине учи­тывается введением особого поправочного коэффициента k.

После этого расчетная формула для напора получает такой вид:

H_m = ((с₂и₂ cos а₂)/g) η_гk

Данные о коэффициентах полезного действия в зависимости от подачи насосов приведены в таблице 5.1.

Таблица 5.1 - К.п.д. насосов в зависимости от производительности

КПД	Подача насоса, м3/сут
	10	20	50	80	125	200	250	400
1 Объем­ный	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00	0,90-1,00
2 Механический	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98	0,98
3 Гидрав­лический	0,88-0,98	0,32-0,28	0,49-0,44	0,59-0,53	0,66-0,59	0,68-0,61	0,69-0,62	0,70-0,63
4 Общий	0,20	0,28	0,43	0,52	0,58	0,60	0,61	0,62

Величина k также зависит от конструкции насоса (от числа лопаток, от­ношения D₂/D₁, а также от угла наклона лопаток β₂) и может быть рассчита­на по формуле

где z — число лопаток;

ψ = 0,8 - 1 для насосов с направляющим аппаратом и

ψ = 1 - 1,3 для насосов без направляющего аппарата.

Величину k можно брать из таблицы 5.2.

Таблица 5.2 - Значения поправочного коэффициента к

Насос с направляющим аппаратом				Насос без направляющего аппарата
D2:D1	β2=40	β2=30	Р2=10	D2:D1	β2=30	β2=20	β2=10
1,50	0,68	0,73	0,80	1,25	0,55	0,63	0,69
2,0	0,75	0,78	0,84	1,50	0,63	0,71	0,77
2,5	0,77	0,80	0,86	2,00	0,70	0,77	0,82

Величины, указанные в таблице 5.2, относятся к колесам с восемью ло­патками. При меньшем числе лопаток размеры указанных величин соответ­ственно уменьшаются, но не более как на 10%, при большем же числе лопа­ток соответственно несколько увеличиваются.

В современных насосах угол β₂ делают в пределах 15—40°. Угол а₂ обычно изменяется в более узких пределах. Так, для насосов с направляю­щим аппаратом его принимают от 6 до 9°, а для насосов без направляющего аппарата — от 9 до 15°, причем а₂ и β₂ находятся в некотором взаимном со­ответствии. Угол может быть замерен на колесе как угол наклона лопатки на внешней окружности D₂. Определив угол β₂ можно брать соответствую­щие значения угла а₂ из таблицы 5.3.

^{Таблица 5.3 - Значения а2, соотносящиеся со значениями β2/}

а2, град	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
β2, град	36-	35-	33-	30-	28-	25-	23-	20-	20-	20-
	33	30	29	25	23	го	18	16	15	15

Для ориентировочного представления о пределах величины коэффици­ента к в качестве примера возьмем два случая — верхний и нижний пределы угла а₂. При β₂ =36°, а₂ = 6° вторая дробь в выражении k получается равной 0,88. Рассматривая насос с направляющим аппаратом при D₂:D₁ = 2, из таб­лицы 5.2 находим коэффициент k_л = 0,75. Для второго случая при β₂ = 20°, а₂ = 15°, вторая дробь в выражении k = 0,57. Оставляя отношение D₂:D₁ = 2 для насоса без направляющего аппарата из той же таблицы, находим k =0,71.