Визначення основних розмірів робочого колеса та потужності насоса.

Для того щоб визначити гідравлічний ККД насоса η_г потрібно знайти D_q – параметр, що визначає розмір насоса.

Визначимо об’ємний ККД насоса η_о.

Розрахуємо потужність на валу:

Визначимо обертальний момент на валу М_к:

Діаметр вала насоса:

Приймаємо

Визначаємо діаметр маточини робочого колеса:

Вхідні параметри і розміри:

Знайдемо розрахункову подачу робочого колеса.

Швидкість входу рідини у кільцевому приймальному отворі робочого колеса:

Визначимо діаметр входу у робоче колесо.

Приймаємо

Колова швидкість на діаметрі D₁:

Приймаємо, що швидкість рідини в області повороту потоку в робоче колесо , рівна швидкості потоку на вході у колесо С_о.

Для подальшого розрахунку робочого колеса приймаємо К₁=.

Визначимо меридіанну (радіальну) складову абсолютної швидкості:

Розрахуємо кут безударного входу β₁₀:

Для визначення кута встановлення лопаті β₁ приймемо кут атаки рівний

Розрахуємо ширину лопаті на вході:

Приймаємо Δ₁=

Вихідні параметри і розміри:

Визначимо приблизну величину зовнішнього діаметра робочого колеса D₂.

Для подальшого розрахунку приймаємо коефіцієнт стискування розрізу потоку лопатями на виході К₂=1,07

Меридіанна проекція абсолютної швидкості на виході із колеса без урахування стискування потоку лопатями:

Приймемо відношення:

Визначимо кут встановлення лопаті на виході з робочого колеса β₂:

Визначимо кількість лопатей робочого колеса:

Приймаємо z=

Розрахуємо коефіцієнт, що оцінює форму лопатей і якість її поверхні Ψ:

Визначимо величину поправки на кінцеву кількість лопатей робочого колеса:

Визначимо теоретичний напір робочого колеса з кінцевою кількістю лопатей:

Знайдемо теоретичний напір ідеалізованого робочого колеса з нескінченно великою кількістю лопатей.

Тому що α₁=90^о для знаходження u₂ використовуємо основне зрівняння для лопатевих насосів: Звідси знаходимо u₂.

Визначимо дійсне значення зовнішнього діаметра:

Так як відхилення дійсного значення зовнішнього діаметра відрізняється від наближеного значення зовнішнього діаметра більш ніж на 3%, тому проводимо перерахунок.

Друге наближення:

Так як відхилення К₁ дійсного від К₁ наближеного складає менше ніж 3% тому кут β₁ не потребує у перерахунку.

Приймаємо Δ₂=м

Уточнимо значення кута β₂:

По графіку залежності від n_s визначаємо оптимальне відношення швидкостей у колесі:

Визначимо кількість лопатей робочого колеса:

Приймаємо z=

Розрахуємо коефіцієнт, що оцінює форму лопатей і якість її поверхні Ψ:

Визначимо величину поправки на кінцеву кількість лопатей робочого колеса:

Визначимо теоретичний напір робочого колеса з кінцевою кількістю лопатей:

Знайдемо теоретичний напір ідеалізованого робочого колеса з нескінченно великою кількістю лопатей.

Тому що α₁=^о для знаходження u₂ використовуємо основне зрівняння для лопатевих насосів: Звідси знаходимо u₂.

Визначимо дійсне значення зовнішнього діаметра:

Так як відхилення знайденого значення зовнішнього діаметра відрізняється від попереднього наближеного значення зовнішнього діаметра менш ніж на 3%, тому можна зупинитися у розрахунку.

Визначимо ширину лопаті на виході з робочого колеса:

Уточнимо значення коефіцієнтів К₁ і К₂, так як була зміна кількості лопатей робочого колеса.

Основні параметри та розміри визначені в розділі:

Мал.1 Схема робочого колеса відцентрованого насоса: а – меридіанний розріз; б – вид в плані

Мал.2 Залежності повного К.К.Д. насоса і його складових від n_s