2.10. Выбор размеров конфузора на входе в насос и диффузора на выход из насоса.

Углы раскрытия диффузора _д и схождения конфузора _к принять равными 810°. Длину диффузора 1_Д и конфузора 1_К принять равными 0,1 м (рис.2). Диаметр диффузора определяем по формуле:

Диаметры конфузоров D_конф и d_конф определяем по формулам:

d_конф = D_г +2

находилось в пределах Z = 610.

2.11. Определение действительного расчетного напора, развиваемого запроек­тированным насосом, (Ндн)р.

Величина (Н^д_н)_р определяется по формуле:

, (24)

где Н^р_Тоо - теоретический (без потерь) напор, создаваемый насосом в рабочем режиме работы (при бесконечно большом количестве лопаток и отсутствии гидрав­лических потерь в насосе), м; _г - гидравлический К.П.Д. насоса, учитывающий гид­равлические потери внутри насоса; k_z - коэффициент влияния на работу насоса ко­личества лопаток.

Величина при отсутствии предварительной закрутки потока на входе в рабочее колесо насоса, что следует принять и в данной работе, определяется по формуле:

, (25)

где U^P₂ - определенная выше максимальная окружная скорость рабочего коле­са насоса, а все остальные величины, входящие в формулу (25), принимаются по ре­зультатам предыдущих расчетов; g=9,81 м/с² .

Величина k_Z определяется по формуле:

(26)

где Z - принятое в проектировании число лопаток (п. 2.8.).

Гидравлический К.П.Д. центробежных насосов принимается обычно в преде­лах _г = 0,80,9.

Запроектированный насос должен обеспечивать такой действительный напор (Н^д_н)_р, который требуется по результатам гидравлического расчета тракта охлажде­ния Н^р_н, т.е. важно в любом случае, чтобы выполнялось условие (Н^д_н)_р = Н^Р_Н.=1.45

Раздел 3. Определение мощности и к.П.Д. Насоса в расчетном режиме его работы.

3.1. Гидравлическая (она же полезная) мощность насоса.

Определяется по формуле, Вт:

, (27)

где - плотность жидкости, протекающей через насос =_ср, кг/м³ .

3.2. Полный к.П.Д. Насоса.

Определяется по формуле:

, (28)

где - объемный к.п.д. насоса, учитывающий утечки жидкости через различ­ные неплотности в насосе; обычно = 0,950,96, причем не зависит от режима ра­боты насоса;

- уже отмеченный выше гидравлический к.п.д., учитывающий потери на­пора на преодоление гидравлических сопротивлений в насосе и отвода; обычно, как уже было сказано выше, =0,850,9, причем зависит от режима работы насоса;

- механический к.п.д., учитывающий потери на трение в насосе, в том числе на трение жидкости о стенки колес и стенки насоса; обычно =0,970,98, причем не зависит от режима работы насоса.

3.3. Мощность (она же потребляемая мощность) насоса.

Определяется по формуле:

, (29)

где - полный к.п.д. насоса.

3.4. Расчетная мощность двигателя для насоса:

Определяется по формуле:

, (30)

где k = 1,1 - коэффициент запаса, учитывающий потери в передаче энергии от двигателя к насосу.

В данном случае речь должна идти фактически о расчетной мощности, отби­раемой от двигателя автомобиля для привода насоса.

РАЗДЕЛ 4. РАСЧЕТ ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА.

Общие положения.

4.1. Теоретическая характеристика насоса по напорам.

Эта часть теоретической характеристики состоит из трех графиков и соответ­ственно строится в три этапа.

а) Вначале строится график = f(Q)

Аналитической основой для построения этого графика является формула (25). Из этой формулы видно, что величина снижается пропорциональ­но увеличению Q, причем график зависимости от Q является прямоли­нейным. Такой график может быть построен по двум точкам, из которых первая соответствует уже известным значениям Q = Q_P и =, а вторая соответствует значениям Q = 0 и , получаемому по формуле: . Величина U₂ =U^P₂ = соnst известна из предыдущих расчетов, причем посто­янной эта величина является по той причине, что n_р=n=соnst (формула 22).

б) Затем строится график Н_Т = f(Q).

Этот график отличается от графика = тем, что в нем учитывается влияние конечного числа лопаток рабочего колеса. Значения Н_т на графике Н_т = f(Q) получаются умножением значений на коэффициент k_z < 1, ко­торый, согласно формуле 26, не зависит от Q_р. График Н_Т = f(Q) может быть построен только по одной точке с координатами Q_р и Н^р_т, где . После нанесения этой одной точки график Н_Т = f(Q) проводится параллель­но графику = .

в) Наконец, строится график .

Аналитической основой для построения этого графика служит формула (24), в которой величина зависит от Q. Построение графика со­стоит в нанесении вниз от любой из точек графика в масштабе для напоров значений гидравлических потерь напора в насосе Н_r. Величины Н_r рассчитываются по формуле:

, (31)

где А - коэффициент пропорциональности, не зависящий от режима рабо­ты насоса, т.е. А не зависит от Q.

Независимость А от Q позволяет определить значение А при расчетных зна­чениях Q = Q_р и по формуле:

А = (32)

При этом величина АНРГ определяется по формуле:

= (33)

где и - принимаются из предыдущих расчетов, а величина .

Отложив величину от точки графика с координатами и Q_р, можно получать первую точку графика . Другие точки графика получаются при различных принимаемых значениях Q. Считая величину А в фор­муле (31) независящей от Q, рассчитываются при А = соnst; различные значения (формула 31) и эти значения наносятся в масштабе для напоров вниз от графика . Причем при Q=0 и = 0. Получаемый график является искомой характеристикой насоса по напорам. График имеет вид квадратичной параболы. 4.2. Теоретическая характеристика насоса по гидравлической мощности.

Аналитической основой для построения такой характеристики является фор­мула (27). Используется уже построенная характеристика насоса по напорам из которой принимаются при различных значениях Q значения Н^д_н. При­чем в формулу (27) вместо Q_р и подставляются принимаемые значения Q и .

В результате получается ряд значений N_r (при разных значениях Q), в том числе ранее рассчитанное значение N_r в расчетном режиме работы насоса ().

График зависимости N_r от Q имеет вид квадратичной параболы, поскольку ве­личина N_r через величину в составе оказывается зависящей от Q². Причем при Q = 0 величина N_r = 0.