ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Действительные характеристики дискового насоса из "Дисковые насосы" Действительный напор дискового насоса отличается от теоретического на величину потерь напора в проточной части, т. е. [c.25] Все виды потерь в дисковом насосе будем рассматривать применительно к приведенной на рис. 1 схеме. [c.26] Вследствие того, что механизм течения жидкости в дисковом насосе отличается от механизма течения в лопастном насосе, определение потерь имеет свои особенности. [c.26] Потери на входе. Потери входа ДЯо (или потери на гидравлическое торможение) вызваны изменением профиля скорости потока в подводящем канале насоса - часть входного напора ДЯ д теряется при повороте потока на 90°, а часть ДЯ - при торможении потока на входе в междис-ковые каналы, т. е. [c.26] Из соотношения (52) видно, что с уменьшением радиуса подводящего патрубка / о и увеличением радиуса втулки-обтекателя потери на входе возрастают, так как при этом уменьшается проходное сечение для жидкости. К большим потерям ДЯ(, ведет также увеличение подачи б, поскольку при этом возрастает скорость жидкости в подводящей горловине. [c.26] Потери в рабочем колесе. При течении жидкости в кольцевой междисковой щели будут иметь место потери напора, вызванные гидравлическим сопротивлением. Этими потерями обусловлено снижение давления только в радиальном направлении. В окружном направлении они могут привести лишь к изменению окружной скорости Wu. [c.27] Чтобы получить формулы для подсчета потерь напора в дисковом колесе ДЯк, подставляем в соотношения (55)-(57) значения средней радиальной С . и относительной скорости и интегрируем каждое в пределах от внутреннего Л, до внешнего Я- радиуса дисков. [c.27] Анализируя выражение (58), можно заметить, что вязкость жидкости V, ширина щели Ь и угловая скорость со оказывают противоположное влияние на изменение первого и второго членов формулы. Следовательно, гидравлические потери в колесе должны иметь оптимум в зависимости от комбинации Ь, и, со, т. е. от параметров течения X. На рис. 15 показано, как влияют X и (р на коэффициент потерь напора при ламинарном режиме течения в кольцевой щели дискового колеса. Минимальные потери напора в рабочем колесе имеют место при X = Х р и снижаются при уменьшении коэффициента расхода р. Значение Хор получается при исследовании фун1щии ДЯк на экстремум Э (ДЯк)/ЭХ = 0. Откуда следует Хор1 — 1,2 при/ 2 = 2,5-г 4. [c.28] На рис. 16 приведена зависимость ДЯк от параметра течения X при переменных значениях ip, Х р и Re,. С увеличением коэффициента расхода f (кривые 1-3) потери в колесе возрастают, а минимум потерь смещается в область более высоки) значений X. Таким образом, в отличие от насоса с ламинарным режимом течения (см. рис. 15) при турбулентном течении в щелях нельзя конкретно говорить об определенной величине Xopt — она будет переменной в зависимости от расхода даже при неизменных размерах колеса и параметрах рабочей жидкости. При постоянном коэффициенте расхода ip с увеличением числа Рейнольдса Rei на входе в кольцевую щель колеса оптимум потерь сдвигается в область больших значений параметра X (см. рис. 16, кривые 2 и 5). Смещению оптимума ДЯк вправо способствует также увеличение коэффициента трения Х р (см. рис. 16, кривые 2 и 4). Такое поведение функции ДЯк = /(X) объясняется сложностью структуры турбулентного потока в пространстве между вращающимися дисками и тесной взаимосвязью всех параметров насоса. [c.29] Анализ расчетов по формулам (62) и (63) зависимости коэффициента потерь ДЯк от относительного радиуса дисков Ла позволяет сделать вывод, что минимум потерь приходится на диапазон значений = 3 -j-4 при любом сочетании параметров дискового насоса (рис. 17). В зависимости от числа Рейнольдса Re, минимум потерь для гладких дисков является более выраженным (рис. 18), чем для шероховатых. Для каждого сочетания параметров дискового колеса существует значение коэффициента трения Хтр, при котором гидравлические потери в колесе минимальны (рис 19). При этом чем меньше коэффициент расхода, тем в меньшей мере ДЯк зависит от Xjp. [c.30] Для определения оптимального значения любого из параметров Л, Xip, Re, VI при известных прочих, необходимо пользоваться соотношением Э (ДЯк)/Эх = О, где X — искомая величина. [c.30] Потери на выходе из рабочего колеса. Прежде чем рассматривать потери на выходе из рабочего колеса, остановимся на выборе отводящего устройства. [c.32] На основании анализа, проведенного в пп. 2,3, можно заметить, что на выходе из рабочих щелей дискового насоса угол между вектором абсолютной скорости с и окружным направлением составляет 2—5°. Следовательно, нецелесообразно применять в качестве основного отводящего устройства кольцевой безлопаточной диффузор, так как вследствие большой длины линий тока возникают значительные потери на трение о стенки диффузора. Нельзя также применять в дисковом насосе лопаточный кольцевой диффузор, так как из-за малых значений угла 2 и коэффициента расхода межлопаточные каналы получаются длинными, с малыми проходными сечениями, а значит, и с большим гидравлическим сопротивлением. Таким образом, так же как и в центробежных лопастных насосах, в дисковых насосах для отвода жидкости от рабочего колеса предпочтительно применение спирального и конического диффузоров. [c.32] В связи со всем сказанным многодисковое колеса рекомендуется выполнять конфузорным к выходу (см. рис. 22,6), чтобы увеличить ра-диалыую составляющую скорости жидкости перед входом в диффузор. [c.33] Чрезмерно увеличивать ширину колеса также нецелесообразно, так как это приведет к росту поверхности II его конфузорной части (см. рис. 22,6) и, как результат, — к дополнительным дисковым потерям. Кроме того, при широких колесах будут увеличиваться гидравлические потери в полости I (см-рис. 22,6) из-за образования вихревых и обратных течений. [c.33] Из анализа формул (67)- (68) можно сделать следующие выводы. [c.34] Вернуться к основной статье