Боровский Овсянников Чебаевский Шапиро Лопастные насосы_150dpi (1047810), страница 19
Текст из файла (страница 19)
а= г ЧР.Р (! ЧРРЧмтт.р) (~ тр), г'г то Ь=— Чр.рчд.рчмчк. р Р Относительная мощность гидравлического торно>кенни Жг,т» зависит от коэффициента быстроходности насоса гор. С помощью выражений (2.60) и (2.61) можно записать, что гггаат От ' 0,9Р— — '-- — ггонмгч -т, ~г та-l титчрагч ' О, /)г г.та— гатярир мГЧ„ГР ° Н, Принимая сечение входа в конический лиффузор квадратным, получим следующую связь между Ь „. и Щ,; ()р Сг.рйтг», Скорость в горле диффузора можно найти с помощью формулы ыг где 3 = Ж/игр, Мощность, потребляемую насосом, выразим следующим образом: Ж=ро (() т Ягт)+®трл+Л',а+й(", (264) где Лгг т — 0 прн ().~ 0,6, В связи с тем, что по абсолютной величине утечки мощность дискового трения и механические потери слабо завксят от расхода, можно припять нх равнымн значениям, соответствующим расчетному расходу; аут — 'мрт.р.
~~тр,м — ~трама ~мгт "- чгмгт,гг ° Тогда, имея в виду соотношение (2.64), излучив (л, =- й„р): У= ( ~Рггм+ ) ' +Юг,та(! — (,ба, ' (2.65) (! -др)(!+ Р)+ ь (1.159), В среднем сер — — О,ббсд . Окружная скорость пг выражается следующим образом: и Имея в виду, что Вд = 2 — -", н воспользовавшись выражением м для Ьд/Вд (8), после преобразований формулы (2.66) получим выражение для относительной мощности гидравлического торможения (рддФОО ): алй !в н)реее - '-' абхх (2.67) ь,"'.ч, „' ц (' — чр)' Из формулы (2.67) следует, что так как с увеличением ле (см, рис, 2.7) к.
и. д. насоса т)р„, возрастет (Кв,<6)„то прн прочих равных условиях относительная мощность гидравлического торможения с ростом коэффициента быстроходности увеличивается, После подстановки выражения (2.66) в. формулу (2.63) найдем, что !1 — ~!г) (1 ',— и) 1- Ь т! =~,!Гт (! Ф1~) (О -и) — ь —. т:„ед(! — 1,870)((1 — 1„)(1+д) — ь! (2.68) Из формулы (2.68) следует, что на зависимость т)=7((~) влияет 7р, Расходный, дисковый и механический к. п. д.
На Расчетном режиме, относительная величина мощности гидравлического торможения х9г,ед (прн (7<06) и вид зависимости Н=7(17), который, помимо цр, определяется $д д н В!. Для случая др=0 ()):и=90') формула (2.68) примет вид 1+'+ь (269 с)+а — ь —,— хг„(1+ -, ь)(! — 1.870) где +, )р.р ' ~)д.г ' 1мех.р чр г ' чд.р ' чдех.р В выражениях (2.65), (2.68) и (2.69) член с Удед следует принимать равным нулю при Д~0,6. Соотношение (2.69) показывает, что при рр=0 на вид к. п. д.-характеристики т)=(((7) оказывает влияние произведение расходного, дискового и механического к. и. д.
Отметим, что так как при изменении угловой скорости изменяется величина дискового и механического к. и. д., то под расчетными их значениями следует понимать величины, соответствующие расчетному режиму при рассматриваемой угловой скорости. Позтому изменение угловой скорости, помимо изменения абсолютной 118 величины к, и, д. на расчетном режиме ~)э~,, сказывается на виде зависимости т) =)(Ч).
Рассчитанные с помощью соотношений (2,68», к. и, д..характеристики т1=)(ф представлены на рис. 2.12. 2.4.4. Расчетный и оптимальный режимы насоса Теория показывает (см. рис. 2.12), что расчетный режим насоса (режим максимума гидравлического к. и. д.) не совпадает с режимом максимума полного к. и. д. по характеристике П=)Щ) (оптимальный режим насоса). Балансовые испытания насосов подтверждают указанный вывод. Режим максимума полного к.
и. д. оказывается смещенным относительно расчетного в сторону больших расходов, расчетному расходу соответствует к, н. д., меньший максимального ~о характеристике и )Я). Однако если на расчетном режиме реализуется заданный напор при заданной частоте вращения, то на оптимальном режиме напор меньше заданного из-за меньшего гидравлического к. п. д. Несовпадение расчетного и оптимального расходов является следствием изменения дискового, расходного и механического к. и. д. С увеличением расхода дисковый, расходный н механический к. и. д.
возрастают. Увеличение дискового к. п. д. вызвано тем, что с повышением расхода (9>Я„„„) мощность дискового трения остается неизменной (Оз=сопз(), а гидравлическая мощность возрастает. Рост расходного к. и. д. с увеличением расхода объясняется практической неизменностью при этом расхода утечек. Механический к. и.
д. также увеличивается с расходом, так как мощность насоса растет, а механические потери остаются практически неизменными. Обеспечение при заданном расходе максимума гидравлического к. п. д. (достигается правильным проектированием проточной части насоса) приводит и тому, что к. ~, д. насоса получается наибольший, какой только может быть достигнут при заданных угловой скорости вращения, расходе н напоре. Если заданному расходу будет отвечать гидравлический к. н. д. меньше максимального, то это приведет к тому, что при заданной величине напора потребуется увеличнть выходной диаметр колеса Вм чтобы обеспечить заданный напор.
Это, в свою очередь, приведет к снижению дискового к. ~. д. и расходного к. п. д. (нз-за роста статического напора колеса О.т за счет увеличения теоретического напора нрн той же степени реактивности колеса и при уменьшенном гидравлическом к. п. д.). На рнс. 2.16 для иллюстрации изложенного показано изменение диаметра колеса О. и полного к.
и. д. в зависимости от смеше. ния заданного расхода от расхода ()„„„.„ для двух значений заданного коэффициента быстроходности 30 н 100. Смешение расчетного режима (режнм максимума гидравлического к. н л.) гг сд гд да Пю 1? гд 5 з лаза Зт анз Рнс. 2.!Гд Графнк влняння смещення заданного режнма относнтельно режима макснмума гидравлического к.п. д, на диаметр колеса н к, о. д, насоса (Чп зз 0,Ю; Чек 092; Фв„5,5; Дз -0,8О; Чз 0,90'): ззадаа — — — — — -- л =. 1оо з задан Рнс. 2.!7. Графнк влняння пронзведення расходного, механнческого н дискового к. н. д.
на внд к. н, д.-харвктернстякн (Г~а60,55 нзд 90а ьа аа аа0,2! ) выявить количественную связь между расчетным н оптимальным расходами. Эта связь выявляется с помощью соотношения (2,68). На рнс. 2.!7 приведена рассчитанная по формуле (2.68) зависимость Ч=!(гз) при разных значениях произведения к. и. д. Ч», р Чд» Чам*. р (0»=О). Видно, что с уменьшением произведения к. п. д.
оптимальный режим насоса смещается относительно расчетного в сторону больших расходов. При этом возрастает максимальная величина к. и. д. по сравнению с расчетным значением к, п. д. При малой. величине произведения (Чр р Чсср. Чм ..р 0,6) смещение оптимального режима от расчетного достигает 60о1о, а превышение максимального к. и. д.
над расчетным — 12!го При Чр ».Чдр Ч з,р=1, как н следовало ожидать, оптимальный режим совпадает с расчетным, На рнс. 2.18 даны зависимости смещения оптимального ве. жима относительно расчетного г,),ьпа,/Яр от произведения к. и. д. Чр.р Чк.р Чмек.р для двух значений з)»=0 и 0,1 (при г1» 0,5 иринин~лось, что Чр,р=Чд.р панк р) и прн значениях $, д~0,21 относительно оптимального может быть выявлено только в результате проведения балансовых испытаний насоса, Такие испытания проводятся сравнительно редко, обычно получают энергетические характеристики насоса Н=)(®; Ч гр(Я), по которым легко определяется оптимальный режим.
Простота выявления оптимального режима привела к тому, что обобщение данных выполненных насосов обычно осуществляется относительно этого, а не расчетного режима. Поэтому необходимо и $па=0,35. Из рис. 2.18 видно, что увеличение др и $к а приводит к уменьшению смещения оптимального режима относительно расчетного, при этом также уменьшается отличие максимального и расчетного к, п. д, Такое же влияние оказывает увеличение ддь 00„0т 00 Е0 40 09 Д8 дг йа Орк'Мдр'0 сер !00 00 00 00 т0 г00 а Рис. К!3, Графнк ааввсвиостк (10 „/яп от т!0рякпчп„р (В~а~О,551с — — расчет прп $ ч Ол!.
— — — — — — расчет прп а -Оли Π— опитпыа к,х к. х ТОЧКИ Паепеа С Х «О,сс! ° — Окптамс ТОЧКИ ПаСОСОП С те 0.0+О,Е к.д е.а ПРоизведение к. п, Д. т!р,р ~,р 01атак,р пРи пРочпх Равных Условиях зависит от коэффициента быстроходности насоса па (см. рис. 2,4, 2.5). На рнс. 2,!8 вместе с осью произведения к. и. д. дана ось ориентировочных значений пар. Видно, что прн прочих равных условиях, смещение оптнагнльпого режима относительно расчетного возрастает с умспьпюоием коэффициента быст оходности. Н а рнс. 2,18 даны опытные точки, полученные при нспыта пш высокооборотных насосов.
2.4.5. Влияние спирального отвода н центробежного колеса на параметры оптимального режпма насоса Прй доводке насоса может оказаться необходимым изменить параметры какого-либо заданного или оптимального режима насоса, изменить величину расхода нлн напора (аз=сопи!). Опыт показывает (46, 70), что для таких изменений нет необходнмо- сан (ааа) Рис. 2.19, Графин лая ииреаелеиии интима.зьииа закрутки нотона ~ =..
(з'саа, (2.70) где р ~ АА (2язанта -' Рг) 1 / ( Ала (МаЬатт + Рт) ! А Однако колесо ие обеспечивает такого изменения скорости сза, с увеличением расхода саа уменьгпается ()за<90' (прямая 2 на рис. 2.19): с„= А,~иа — ~ (г). (2.71) 122 стп заново проектировать насос. Достаточно только изменить отвод прн неизменном колесе или изменить колесо (!)з=сопз1) при том же отводе. Для рассмотрения задачи об изменении параметров оптимального режима следует остановиться на илиянин отвода и колеса на зги параметры.
Потери в заданном отводе находились бы на уровне минимальных, если бы скорость на выходе колеса са„ !см. уравнение (!.!6!)] увеличивалась бы с увеличением расхода Я (прямая 1, рис. 2.19); Расчетный режим определяется точкой пересечения зависимостей для уравнений (2.70) и (2,71) (точка А па рис. 2.19). Изменение Ьь 11»» и й, (0«=сонэ() изменяет скорость с»».
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
