Гидравлический расчет проточной части центробежного насоса НЦВС 40 30 (стр. 3 из 6)

2.5.2 Ширина входа в спираль с учетом осевого приращения колеса

2.5.3 Радиус кругового сечения спиральной камеры

где k – коэффициент, который находится по формуле

Радиус спиральной камеры определяется для восьми сечений, для различных значений угла φ, которым задается. Расчет радиусов ведем в табличной форме (табл. 2.5.3.).

Таблица 2.5.3.Расчет радиусов

№	φ°					ρ	R₀=R₃+ρ_мин	R_c=R₃+2ρ
1	2	3	4	5	6	7	8
I	45°	0,0002	0,0004	0,000032	0,005649	0,00585	0,08515	0,091
II	90°	0,0004	0,0008	0,000064	0,00799	0,00839	0,08769	0,9608
III	135°	0,0006	0,0012	0,000095	0,00979	0,01039	0,08969	0,10008
IV	180°	0,0008	0,0016	0,000128	0,011299	0,012099	0,091399	0,103498
V	225°	0,001	0,0021	0,00016	0,012634	0,01363	0,09293	0,10656
VI	270°	0,0012	0,0024	0,00019	0,013839	0,01504	0,09434	0,10938
VII	315°	0,0014	0,0026	0,000223	0,014948	0,016348	0,095648	0,111996
VIII	360°	0,0016	0,0032	0,000255	0,01598	0,01758	0,09688	0,11946

2.6 Подвод жидкости к рабочему колесу

Форма подводящего канала к рабочему колесу оказывает существенное влияние на равномерное распределение скоростей на входе в колесо, а так же на КПД и кавитационные качества. При консольном расположении рабочего колеса наилучшим типом подводящего канала является осевой конический патрубок (конфузор), который, сужаясь по направлению к колесу, обеспечивает повышение скорости потока на 15-20% равномерный ассиметричный поток на входе в колесо. Размер входного патрубка определяется по сечению всасывающего патрубка, который рассчитывается, исходя извеличины допускаемых гидравлических сопротивлений. Для насосов повышенной быстроходности в патрубке устанавливается втулка обтекаемой формы, соединяется с ним плоскими ребрами, что обеспечивает отсутствие закручивания потока на входе в рабочее колесо.

Для насосов, вал которых опирается на подшипники с двух сторон рабочего колеса, применяется спиральный подвод.

2.7 План скоростей потока жидкостей на входе и выходе рабочего колеса

Характеристика потока в любой точке определяется величиной и направлением скоростей, для чего должен быть построен план, или треугольник скоростей. Абсолютная скорость частицы жидкости в каждой точке колеса при его вращении складывается из переносной окружной скорости колеса и относительной скорости по лопасти колеса.

Построение треугольника скоростей ведется на профиле лопатки (рис. 2.5.)

2.8 Определение осевых сил, выбор устройства для уравнения осевых сил

2.8.1 Гидравлическая сила, действующая на рабочее колесо:

где θ – объемный вес, кг/м³; γ = 1000 кг/м³

k = r₀ +d₁ м,

где r₀ – радиус входа в колесо

d – толщина обвода колеса на выходе, d = 7-10 мм

d = 7,5 мм

r_BT= (1,12 – 1,5) · 0,071 = 0,0132 – 0,0165

Принимаем

r_BT= 0,016

H_i_Тпот = ρ · H₁₇м.вод.ст

H_i_Тпот = 0,7 · 35,71 = 25,48 м.вод.ст

2.8.2 Сила реакции, возникающая от изменения направления движения воды в рабочем колесе.

Н,

где С₀ – скорость входа, м/с

2.8.3 Дополнительная осевая сила возникающая при аварийном износе переднего уплотнителя определяется по формуле Ломакина А. А.

(Н),

где r₂ – наружный радиус рабочего колеса, м

U₂ – окружная скорость колеса, м/с

r₁ – радиус входа с учетом толщины обвода, м

ℓ - длина щелевого уплотнения, м; ℓ = 10 ч 25 мм.

Принимаем ℓ = 20 мм.

2.8.4 Результирующая гидравлическая осевая сила

P = p₁ + p₃ + p₂ (H)

Р = 662,51 + 129,1 - 35,1 = 756,56 Н

2.8.5 Управление рабочих колес одноступенчатых насосов чаще всего выполняется с помощью разгрузочных отверстий в задней стенке колеса. Этот способ управляющей осевой силы состоит в том, что плоскость за задней стенкой рабочего колеса, образованная неуравновешенной его площади и стенкой корпуса насоса, соединяется с всасывающей полостью колеса или насоса.

2.9 Расчет объемных потерь

2.9.1 Потенциальный напор в рабочем колесе

Н_пот= ρ · Н_i_т (дж/кг)

Н_пот= 0,7 · 357 = 249,97 дж/кг = 25,48 м.вод.ст.

2.9.2 Перепад напора на концах уплотнения рабочего колеса определяется по формуле:

(дж/кг)

R₂ – диаметр выхода из насоса, мм

R₁ = R₀ + d

D – толщина отвода на выходе, d = 5,5 мм

дж/кг = 25,34 м.вод.ст.

2.9.3 Величина радиального зазора

B₁ = 0,35 мм

Максимально допустимый зазор определяется по формуле:

В = 0,3 + 0,04 · Ду, мм,

где Ду – диаметр уплотнения, Ду = 0,09

В = 0,3 + +0,04 · 0,09 = 0,3 мм

2.9.4 Длина щели уплотнения

ℓ = (10 – 25), м

Принимаем ℓ = 20

2.9.5 Коэффициент сопряжения

ℓ = (0,04 – 0,07) = 0,05 м

2.9.6 Коэффициент расхода

2.9.7 Утечки в уплотнении рабочего колеса

, м³/ч

м³/ч

2.9.8 Расчет уточненного объемного КПД.

2.10 Расчет мощности электродвигателя

2.10.1 Полный уточненный КПД

2.10.2 Мощность колеса

, Вт

Вт

2.10.3 Мощность двигателя с учетом 10% запаса

, Вт

вт

2.11 Построение напорных характеристик

2.11.1 Для построения напорных характеристик определяем коэффициент циркуляции

где ψ – коэффициент

Z – число лопаток

D₁ – приведенный диаметр входа в колесо, м

D₂ – диаметр колеса, м

2.11.2 Уточненная теоретическая передача

, м³/с

м³/с

2.11.3 Теоретический напор известен

Н_т = 36,4 м.вод.ст.

2.11.4 Напорная характеристика насоса с бесконечным числом лопаток есть прямая в осях Q и Н.

При Q_т∞ = 0; Н_т∞ =

/g = 24,18²/9,81 = 59,6 м.вод.ст.

При Q_т∞ = 0,0116; Н_т∞ = Н_т/k = 36,4/0,826 = 44,7 м.вод.ст.

2.11.5 Напорная теоретическая характеристика насоса с точным числом лопаток тоже есть прямая.

Определим коэффициенты этой прямой.

При Q_т∞ = 0; Н_т∞ =

· k/g = (24,18²/0,826)/9,81 = 48,5 м.вод.ст.

При Q_т = Q_т∞; Н_т = К · Н_т∞ = 36,4 · 0,826 = 30,1 м.вод.ст.

2.11.6. Гидравлические потери в рабочем колесе зависят от величины подачи Q_n и определяется по формуле:

м.вод.ст.,

где η₂ – гидравлический КПД

Н_т – теоретический напор, м.вод.ст.

Q_т_i –теоретическая подача, м³/с

Q_Тнап- номинальная подача, м³/с

2.11.7 Гидравлические потери на удар при входе потока на лопатки рабочего колеса определяется по формуле:

м.вод.ст.,