Расчет жидкостных насосов

Расход охлаждающего тела G_B (в кг/ч) определяют из уравнения

(170)

где Q - количество отводимой теплоты, вычисляемое по уравнению (167) или (168); с - теплоемкость охлаждающего тела.

Подачу водяных насосов выбирают с запасом: G_H = G_B (1,15 ÷1,20) кг/ч. Давление, создаваемое насосами, нахо­дится в пределах 0,05-0,35 МПа.

При проектировании центробежных насосов применяют теорию геометрического подобия и широко используют харак­теристики образцовых насосов (прототипов). Если линейные размеры образцового lоб и проектируемого lпр насосов связаны зависимостью lпр/lоб=λ, то подобие планов скоростей прото­ков при частотах вращения проектируемого n_пр и образцового n_об насосов определится соотношением

спр/соб= λnпр/nоб

подач

Gпр/Gоб=

давлений

pпр/pоб= ,

где и - объемные КПД соответственно проектируе­мого и образцового насосов; и - гидравлические КПД соответственно проектируемого и образцового насосов.

Если прототипа насоса нет, то основные размеры опреде­ляют в следующем порядке. Задаваясь скоростью жидкости на входе в насос (с₁ = 1÷2 м/с), по необходимой подаче опреде­ляют радиус r1, входного отверстия (рис. 253, а) из уравнения

где r₀ —радиус ступицы колеса, определяемый из конструк­тивных соображений в соответствии с креплением колеса на ва­лу диаметра d; р_ж -плотность жидкости.

Необходимая для создания давления жидкости окружная скорость и₂ схода жидкости с колеса (в м/с)

где р -напор, МПа; = 0,6÷ 0,7; α - угол между скоростями и₂ и с₂ (рис. 253,6), α₂ = 8 ÷ 12^°; β₂ -угол между скоростью w₂ и обратным направлением вектора скорости и₂, β₂ = 12÷90°.

При выборе угла β₂ следует иметь в виду, что при больших его значениях увеличивается давление, создаваемое насосом, но снижается КПД , поэтому большим значением β₂ соответ­ствуют меньшие значения . Наружный радиус крыльчатки

где п_к- частота вращения крыльчатки, об/мин; выбирается близкой к частоте вращения коленчатого вала с учетом распо­ложения насоса и конструкции привода.

Окружная скорость на радиусе r₁u_l = u₂r_l/r₂. Так как угол

α1 между скоростями с₁ и и₁, как правило, равен 90° (входная скорость и₁ направлена вдоль оси вала), то угол β₁ находят из

выражения tg β₁ =c₁/u₁. Ширина b₁ лопатки на входе и b₂ на выходе (см. рис. 253, а)

где z-число лопаток крыльчатки, z = 3÷12; δ₁ и δ₂ - толщина лопатки соответственно на входе и выходе; с_r - радиальная ско­рость жидкости на выходе из колеса, м/с, с_r =

Лопатки могут быть радиальными β₂ = 90°) или загнутыми назад. В последнем случае профиль лопатки обычно описы­вают дугами. Для этого после проведения окружностей радиу­сами r₁ и r₂ из произвольной точки В (рис. 253,б) на внешней окружности строят углы β₂ с перпендикулярными сторонами; под углом β₁ + β₂ к радиусу ОВ проводят прямую до пересече­ния с окружностью радиуса r₁ в точке К, через которую прово­дят прямую из точки В до пересечения с внутренней окруж­ностью в точке А. Из точки L (середины отрезка ВА) восстанавливают перпендикуляр до пересечения со стороной угла β₂ в точке Е, из которой дугой соединяют точки лопатки А и В. Толщины лопатки у концов и в средней части, опреде­ляемые из технологических соображений и возможных кавитационных разрушений, составляют 2-10 мм.

Мощность (в кВт), потребляемая

(171)

где -механический КПД насоса, =0,7÷0,9

Обычно N_n составляет 0,5-1,5% N_e двигателя.

Размеры шестеренных водяных насосов по требуемой по­даче устанавливают аналогично размерам масляных шесте­ренных насосов при коэффициенте подачи = 0,6 ÷ 0,7.

Подача поршневого насоса связана с его размерами и ча­стотой вращения n_н уравнением

где D и S - в м; n_н -в об/мин; = 0,85 ÷ 0,95.

Среднюю скорость поршня выбирают 0,2-0,9 м/с; среднюю скорость воды на всасывании - до 2 м/с, на нагнетании - до 5 м/с.