ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Влияние основных параметров многодискового насоса на его характеристики из "Дисковые насосы" Анализируя результаты, полученные для различных сочетаний значений ад1 и д2 (колеса 1-12), можно сделать вывод, что заострение входных и выходных кромок дисков позволяет увеличить на 10% напор и КПД насосов. Однако максимальное значение КПД не превышает 28%, что объясняется большой долей дисковых, расходных и механических потерь в сравнении с полезной мощностью (вследствие малой величины суммарных расходов). [c.62] Влияние ширины междисковых щелей. Исследование влияния ширины рабочей ще ш колеса Ь на характеристики насоса при ламинарном течении рабочей жидкости позволило выявить значения Ь, при которых КПД и напор насоса максимальны. [c.62] Следовательно, в случае турбулентного режима течения жидкости между дисками рабочие щели не обязательно изготовлять с жесткими допусками по ширине Ь. Отметим, что вид кривой Я = /(0 отвечает зависимости теоретического напора от расхода, приведенной на рис. 5. [c.63] СЛИШКОМ толстых дисках умсш шается коэффициент проходного сечения f = Ь (/ —, вследствие чего возрастают входные и выходные потери. [c.64] Отсюда следует, что толщина дисков 5 должна быть меньше, чем ширина рабочих щелей Ь. [c.65] Если необходимо спроектировать дисковый насос на большой суммарный расход, следует увеличить число рабочих щелей, не меняя Ь, т. е. увеличить ширину рабочего колеса. Необходимо отметить, что выше какой-то предельной ширины напор и КПД начинают уменьшаться (рис. 48). Аналогичное явление замечено и при испытании моделей насосов 13-17, где оптимальную ширину = 1,45-10 м имело колесо 14при И дисках толщиной б = 0,5 10 и междисковом расстоянии 10 м. Как уже говорилось, это связано с возрастанием потерь в отводе ДЯд, которые будут меньше, если рабочее колесо исполнять конфузорным на выходе (см. рис. 29). [c.65] Из сравнения характеристик дисковых насосов 34 (см. рис. 50) и 36 (см. рис. 51), имеющих расчетные значения углов конусности, можно заключить, что с увеличением ширины колеса КПД может уменьшаться, несмотря на вьшолнение сужающегося к выходу колеса. Этот факт объясняется тем, что при слишком широких колесах угол становится очень малым, а это ведет к возрастанию потерь в отводе (в части / рабочего колеса, см. рис. 22). Затем при определенной ширине рабочего колеса начнут сказываться потери трения за счет наличия боковых конических поверхностей П. Кроме того, потери возрастут вследствие роста неравномерности распределения расхода по зазорам на входе. Последнее можно частично устранить, применив конструкцию с направляющими поверхностями в подводящем патрубке. [c.67] Влияние шероховатости поверхности дисков на напорную характеристику дискового насоса. Для дисковых насосов с ламинарным течением в рабочих щелях чистота обработки дисков не влияет на протекание напорной характеристики. [c.68] Выбор ширины боковых пазух. Специально проведенные эксперименты по определению наиболее рациональной ширины зазора между боковыми поверхностями рабочего колеса и корпуса показывают, что напор при изменении практически не меняется (рис. 55). Лишь при = = = 0,025 он несколько выше вследствие насосного эффекта от боковых поверхностей колеса. Однако КПД максимален прй b = 0,05. Согласно расчетам относительной ширине = 0,025 соответствуют сомкнувшиеся пограничные слои в зазоре, а это ведет к увеличению дисковых потерь, что влияет на снижение полного КПД силыме, чем добавка за счет насосного эффекта. Уменьшение полного КПД при = 0,125 вызвано ростом расходных и дисковых потерь. [c.69] Таким образом, для каждой конкретной конструкции дискового насоса существует оптимальное значение Ь , зависящее от чистоты обработки поверхностей, режима течения, величины протечек, вязкости жидкости. Можно лишь дать общие рекомендации по ее выбору величина b должна обеспечивать минимальный коэффициент трения с/в зазоре. [c.69] Испытание различных колес показывает, что в случае ламинарного течения в рабочих щелях КПД принимает максимальную величину при вязкости, соответствующей значению параметра течения Х= 1,2- -1,3. Некоторое отклонение X от теоретически полученной величины Xopt — 1,2 можно объяснить не совсем точным учетом при аналитическом анализе влияния вязкости на объемный и дисковый КПД. [c.70] Экспериментально установлено также, что изменение вязкости жидкости на 20% от 1 ор1 практически не сказывается на характеристиках насоса. Это важно, так как при работе дискового насоса в гидросистеме возможны колебания температуры жидкости, а следовательно, изменение вязкости. [c.70] Влияние частоты вращения на характеристики насосов. Напор дисковых насосов с увеличением угловой скорости ш колеса возрастает. Однако по КПД каждому насосу соответствует определенная частота вращения. [c.70] О величине потерь в отводах дискового насоса. При анализе испытаний рабочих колес на жидкостях различной вязкости и переменной частоте вращения было замечено, что даже при оптимальных параметрах дискового насоса не всегда достижимы теоретические максимальные значения КПД и напора. Так, на рис. 58 приведены результаты испытаний рабочих колес, имеющих оптимальные геометрические размеры (колеса 36 и 48). Первое испытано на жидкости с вязкостью f = 0,8-10 м /с, а второе - v = 10,2-10 м /с. В обоих случаях выдерживались одинаковыми параметры X, и Wj. Видно, что результаты теоретического расчета напора (кривая 1) и КПД (кривая 11) в области расчетного расхода лучше согласуются с экспериментальными данными для колеса N 36 (соответственно кривые III и VII), чем для колеса N 48 (кривые УиХ). Это связано с тем, что потери в отводе дискового насоса не всегда подчиняются принятому для лопастных насосов закону =1вм (V / Pp) при =0,2. [c.71] При отклонениях от зависимость коэффициента потерь в отводе имеет вид, показанный на рис. 60. Обратим внимание на отличие этой зависимости от экспериментального графика, используемого при расчете лопастных насосов [3]. Объясняется это тем, что при расходах через дисковый насос, меньших расчетного, падают гидравлические потери в колесе, чем частично компенсируется увеличение потерь в отводе. В лрпастном насосе при-аналогичной ситуации потери возрастают и в колесе, и в отводе. [c.72] Если в расчетные формулы п. 5 внести поправки при определении коэффициента, получается лучшее совпадение теории с экспериментом (см. кривые IV, К///для насоса 36 и VI, IX для насоса 48 на рис. 58). [c.72] В насосах с турбулентным течением коэффициент расхода перекрывает более широкий диапазон значений, в связи с чем верхняя граница oj равна 120. По мере уменьшения ширины рабочего колеса 0,8) величина oj также становится меньше. Однако беспредельно уменьшать bi нельзя, так как станет малой ширина выхода из колеса 2 и, следовательно, возрастут потери напора в отводе. Как следует из экспериментов (см. рис. 60), ширина bi должна быть такой, чтобы число Re 300 и Й2/2Д 200, где Д - величина шероховатости стенок конического диффузора. Поскольку Re j зависит не только от 2. но и от со, v,, го установить аналитически четко нижнюю границу для oj не представляется возможным. При испытании рабочих колее (см. табл. 2) минимальное значение j. равнялось 10, при этом оставалс вполне приемлемым КПД насоса г — 0,4- 0,45 при коэффициенте напора Н -0,5 -Ь0,6. [c.73] Вернуться к основной статье