2.2.2 Коэффициент полезного действия центробежных насосов
Общие соображения о потерях энергии и коэффициент полезного действия центробежных машин были изложены выше.
Объёмны потери в центробежных насосах обусловлены перетеканием жидкости через переднее уплотнение колеса и уплотнением втулки вала между уплотнениями насоса.
Существует следующее
ориентировочное выражение для коэффициента
полезного действия
:
(2.104)
Коэффициент а зависит от соотношения между диаметрами входа и выхода и составляет около 0,68.
У современных
крупных центробежных насосов при
тщательном изготовлении рабочих колёс
= 0, 96 – 0,98, а у мелких и средних насосов
=
0,85 – 0,95.
Значение
центробежного насоса в значительной
степени зависит от состояния уплотнений.
Последние довольно быстро изнашиваются,
особенно в случаях, когда насос работает
в агрессивных средах.
Гидравлические потери в центробежных насосах обусловлены гидравлическим трением, ударами и вихреобразованием в проточной части. Плавно очерченные каналы рабочего колеса, отсутствие резких поворотов, расширений и сужений, тщательная обработка внутренних поверхностей проточной части обеспечивает высокий гидравлический КПД насоса.
Для современных крупных насосов гидравлический КПД можно определить по формуле
(2.105)
где
- условный диаметр живого сечения на
входе в рабочее колесо, называемый
приведённым диаметром на входе
.
По статистическим данным
(2.106)
Гидравлический КПД зависит от подачи и частоты вращения вала центробежного насоса, который может быть от 0.85 до 0.96.
Механические потери обусловлены трением в уплотнениях и подшипниках, а также гидравлическим трением о поверхности рабочих колёс и поверхности разгрузочных дисков.
Значения механического
КПД у современных крупных центробежных
насосов достигают
;
общий же КПД центробежных насосов
крупных размеров при тщательном
изготовлении равен
.
2.2.3 Упрощённый способ расчёта рабочего колеса насосов малой быстроходности
Исходными данными
являются подача Q
м
/с,
напорН
,м, частота вращения п,
об/мин. Частота вращения назначается в
зависимости от типа приводного двигателя.
При этом следует ориентироваться на
непосредственное соединение валов
насоса и электродвигателя.
Выбор количества
ступеней производится путём сравнения
заданных подачи и напора с параметрами
построенных насосов. Напор одной ступени
Н
= Н/z,
где z
– количество ступеней.
Для выяснения
конструктивного типа насосов рассчитывают
коэффициент быстроходности
по
формуле (2.84). Затем по вышеприведённым
формулам рассчитывают
,
приведённый диаметр и гидравлический
КПД насоса.
Принимая
в указанных выше пределах, рассчитывают
общий КПД насоса
.
Определив мощность
насоса
и крутящий момент
,
можно рассчитать по условиям скручивания
диаметр вала насоса
(2.107)
Вал насоса работает
в основном на скручивание моментом М,
но частично нагружен поперечными и
центробежными силами, обусловленные
дисбалансом ротора. Поэтому допустимое
напряжение кручения
принимают пониженным:
=
1,2 – 2,0 кН/см
.
Диаметр ступицы колеса (рис. 2.62) принимают равным
Рисунок 2.62 Расчётное конструктивное сечение рабочего колеса
Диаметр входа в
колесо
определяют по приведённому диаметру
(2.108)
Приняв длину
ступицы
,
можно наметить конструкцию входного
колеса, как это показано на рис. 2.62.
Рекомендуется последовательное
вычерчивание конструкции эскиза по
мере получения расчётных размеров.
Окружная скорость на входе в межлопастные каналы
.
(2.109)
Полагая
,
построение входного параллелограмма
скоростей определяет входной угол
.
Конструктивный угол лопасти на входе получают, принимая угол атаки
i
= 0 - 6
.
(рис.2. 63)
Рисунок 2.63 Построение начального элемента рабочей лопасти
Ширина
лопасти на входе определяется из
уравнения расхода
,
где
- коэффициент стеснения входного сечения
кромками лопастей,
.
Толщина лопастей литых чугунных колёс принимается по соображениям технологии не менее 4 мм.
Далее выполняется
расчёт выходных элементов рабочего
колеса. Удобно принять угол потока
и определить необходимую окружную
скорость
.
Используя уравнение
Эйлера. При радиальном входе в межлопастные
каналы (
),
получаем расчётную формулу
Зная
и выбрав число лопаток, можно по формуле
(2.34) определить выходной угол лопастей
.
Размеры, полученные расчётом и конструктивные соображения позволяют построить продольное сечение колеса и вычерчить лопасть, пользуясь указанным выше способом.