Устройство одноступенчатого насоса и вентилятора

Устройство одноступенчатого центробежного насоса схемати­чески показано на рис. 2.1, а, б. Жидкость через входной патру­бок, отлитый заодно с крышкой, 1, поступает на лопасти рабочего колеса 2, сообщающие жидкости энергию, а затем в спиральную камеру 3, отлитую заодно с корпусом, и далее — в напорную линию. Основное назначение спиральной камеры — собрать жид­кость, покинувшую рабочее колесо, и направить ее в напорную линию. Кроме того, в спиральной камере происходит частичное преобразование кинетической энергии в потенциальную, посколь­ку скорость жидкости на выходе из рабочего колеса значительно больше, чем скорость в спиральной камере.

Рабочее колесо насоса (рис. 2.2) обычно отливается заодно со ступицей 1, диском 2, рабочими лопастями 3 и кольцом 4 (по­крывающим диском). Для уменьшения утечек в зазоре между кольцом и корпусом применяют специальное уплотнение 4, а вдоль вала — уплотнение 5 (см. рис. 2.1), называемое сальником.

Расчет одноступенчатого центробежного насоса и вентилятора

Коэффициент напора и гидравлический к. п. д. Как ранее указывалось, при расчете насосов и вентиляторов удобно исполь­зовать коэффициент напора

Значениями и задаются, а величина гидравлического к. п. д. зависит от принятых коэффициентов потерь , и . Поэтому во избежание повторных расчетов, связанных с не­удачным выбором , удобно установить непосредственную зави­симость между величиной и коэффициентами потерь. Для это­го запишем выражение для гидравлического к. п. д.

,

где

и выразим его через коэффициенты потерь.

Ограничиваясь расчетным режимом работы машины, примем и , причем эти зависимости можно при­менять не только для вентиляторов, но и для насосов, поскольку потери в рабочем колесе насоса мало отличаются от минималь­ных для данных расчетных параметров.

Используя выражения для , и — соответствен­но (2.37), (2.48) и (2.38), а также очевидную зависимость

,

легко установить, что ;

и, следовательно,

(2.54)

Теперь задача решается просто. Вначале определяем коэффи­циент теоретического напора

,

затем по (2.54) подсчитываем гидравлический к. п. д. и далее находим коэффициент напора

.

Полный к. п. д. Установим зависимость между полным и гидравлическим к. п. д. Полный к. п. д. насоса определяется по ( 1.19):

Потребляемая мощность по (2.10) складывается из трех слагаемых:

Теоретическая мощность :

,

где — коэффициент утечек.

Дисковые потери определяются по полуэмпирической фор­муле

(2.55)

где — опытный коэффициент.

Выражение можно преобразовать следующим обра­зом:

где

(2.56)

Коэффициент дискового трения обычно не превышает :

Механические потери обычно оцениваются с помощью меха­нического к. п. д.:

.

Следовательно,

После преобразований исходного выражения (1.19) окончатель­но имеем

(2.57)

Рис. 2.1. Центробежный насос 6К-8: а) общий вид насоса; б) продольный разрез.

Конструкции центробежного вентилятора и центробежного на­соса различаются только по вы­полнению деталей (рис. 2.3). Кор­пус насоса, как правило, литой, а корпус вентилятора обычно сва­ривается из листовой стали. Ра­бочее колесо вентилятора выпол­няется составным. Рабочие лопа­сти привариваются или прикле­пываются к кольцу и диску; диск крепится к ступице болтами. Часть спиральной камеры, наи­более близко расположенная к рабочему колесу, носит название языка (иногда его выполняют в виде отдельной вставки).

Рис. 2.2. Схема рабочего колеса центробежного насоса

Обозначения основных размеров вентилятора показаны на рис. 2 3.

Рис. 2. 3. Схема центробеженого вентилятора.