- •Лопастные насосы
- •2009 Устройство и принцип действия лопастных насосов
- •Конструктивные особенности рабочего колеса
- •Подводящие, отводящие и направляющие устройства насосов
- •Уплотнения рабочих колес
- •Силы, действующие на рабочее колесо и их уравновешивание
- •Конструкции лопастных насосов
- •Характеристики некоторых типов центробежных насосов.
- •Насосы центробежные нефтяные секционные горизонтальные
- •Насосы центробежные нефтяные консольные горизонтальные
- •Насосы центробежные нефтяные горизонтальные типа н
- •Насосы центробежные нефтяные секционного типа цнс
- •Ориентировочный расчет основных параметров центробежного насоса
- •Литература
Ориентировочный расчет основных параметров центробежного насоса
Основные параметры (расход, напор, мощность, коэффициент быстроходности) центробежного насоса могут быть определены по известным геометрическим размерам рабочего колеса и заданному числу оборотов.
Для этого необходимы следующие данные:
n– скорость вращения рабочего колеса, об/с;
D1– диаметр лопаток на входе в колесо (рис.1);
D2– диаметр лопаток на выходе из колеса;
b1– ширина канала на входе;
b2– ширина канала на выходе;
z – число лопаток колеса;
δ2 – толщина лопатки на выходе (по срезу);
β1к – конструктивный угол лопатки на входе;
β2к– конструктивный угол лопатки на выходе;
Рисунок 1
Геометрические размеры рабочего колеса могут быть определены посредством замера или заданы преподавателем. Для расчета принимаем:
α1 – угол выхода жидкости в колесо, α1 = 900;
η0– объемный к.п.д., η0= 0,97;
ηГ– гидравлический к.п.д.,ηГ = 0,90;
ηА – дисковый к.п.д. насоса,ηА = 0,93;
ηМ– механический к.п.д., ηМ= 0,97.
Ход расчета
Будем предполагать, что насос работает в оптимальном режиме. В этом случае гидравлические углы потока совпадают с конструктивными углами рабочего колеса, т.е. β1Г= β1К.
Рисунок 2
Строим план скоростей на входе жесткости в рабочее колесо (рис.2) по углам β1Г=β1К,α1 и окружной скоростиu1,
u1= πD1n.
Определяем теоретический расход жидкости внутри колеса QТ,
QТ =C1mF1,
ГдеC1m – меридиальная скорость на входе, определяемая по плану скоростей (рис.2);
F1– площадь сечения проточной части рабочего колеса на входе,
F1 = π D1 b1.
Вычисляем производительность насоса Qo при оптимальном режиме
Qo=QТ η0.
Рисунок 3
Строим план скоростей на выходе жидкости из рабочего колеса (рис.3) по скорости u2, C2m , ΔW2 и углуβ2=β2К..
Причем окружная скорость u2=πD2n, а меридиональная скорость на выходе из колеса
ГдеF2– площадь межлопаточных каналов на выходе.
F2=(πD2-δ2Z)b2.
Окружная составляющая скорости W2относительного межлопаточного вихря определяется по формуле А. Стодола:
Δ W2=u2.
Вычисляем полезный напор насоса
ηГ
Мощность на валу насоса
Коэффициент быстроходности насоса для оптимального режима его работы вычисляем по формуле:
,
где n- в об/мин.
По полученному коэффициенту быстроходности необходимо определить тип насоса, согласно действующей классификации.
Литература
Башта Т.М. и др. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы. М., «Машиностроение», 1970.
Богданов А.А. Погружные электроцентробежные насосы. М., «Недра», 1969.
Дурнов П.И. Насосы и компрессорные машины. М., Машгиз, 1960.
Есьман И.Г. Насосы. М., Гостоптехиздат, 1954.
Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры. М., «Недра», 1970.
Плевако Н.А. Основы гидравлики и гидравлические машины. Ростехиздат, 1960.
Угинчус А.А. Гидравлика и гидравлические машины. Изд-во Харьковского гос. университета, 1966.
Мищенко И.Т., Муравьев И.М. Эксплуатация электроцентробежных насосов на вязких жидкостях и газожидкостных смесях. М., «Недра», 1969.
Черкасский В.М. и др. Насосы, компрессоры, вентиляторы. М., «Энергия», 1968.