Рабочее колесо центробежного насоса

Полезная модель относится к области насосостроения, в частности к центробежным насосам одностороннего или двустороннего входа с коэффициентом быстроходности n_s=40-80 и количеством лопастей рабочего колеса z=5-8, может быть использована, например, в центробежных консольных насосах и позволяет улучшить антикавитационные качества рабочего колеса, за счет оптимизации значений угла _1л установки его лопастей по покрывному диску и диаметра D входа в рабочее колесо. Рабочее колесо центробежного насоса, содержит ведущий и покрывной диски с расположенными между ними лопастями, при этом диаметр D входа в рабочее колесо и угол _1л установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску выполнены в зависимости от значения коэффициента K₀ входа потока в рабочее колесо, выбранного из диапазона значений K₀=3,5-6,5 исходя из заданных условий работы насоса, и определены соотношениями: и , где Q - подача насоса; n - частота вращения рабочего колеса; d_вт - диаметр втулки рабочего колеса на входе.

Полезная модель относится к области насосостроения, в частности к центробежным насосам одностороннего или двустороннего входа с коэффициентом быстроходности n_s=40-80 и количеством лопастей рабочего колеса z=5-8 и может быть использована, например, в центробежных консольных насосах.

Известно рабочее колесо центробежного насоса, состоящее из ведущего и покрывного дисков с расположенными между ними цилиндрическими лопастями с неизменным по ширине лопасти углом установки ее на входе в рабочее колесо. При этом, диаметр входа в рабочее колесо определяется зависимостью , где Q - подача насоса; V₀ - скорость входа потока в рабочее колесо; d_вт - диаметр втулки рабочего колеса на входе; - 3,14 (А.К.Михайлов, В.В. Малюшенко, «Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование». М., Машиностроение 1977, рисунок 14, на стр.27-30).

При использовании данной конструкции рабочего колеса в насосах, работающих на различных режимах, не обеспечивается постоянство угла входа потока по всей ширине лопастей рабочего колеса, в результате чего на отдельных участках лопастей может возникнуть местная кавитация, ухудшающая в целом антикавитационные свойства рабочего колеса.

Наиболее близким к заявленному техническому решению является рабочее колесо центробежного насоса, состоящее из ведущего и покрывного дисков с расположенными между ними лопастями, угол установки которых на входе в рабочее колесо по покрывному диску составляет: где ₁ - угол установки лопастей на входе в рабочее колесо по ведущему диску и средней линии тока, а - угол между касательной к покрывному диску у входной кромки лопастей и плоскостью, перпендикулярной к оси вращения рабочего колеса. (А.И.Степанов «Центробежные и осевые насосы», ГНТИМЛ. Москва 1960, фигуры 6.3 и 6.4 на стр.98)

В данном решении углы установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску, зависящие от угла установки лопастей по ведущему диску, улучшают условия входа потока на эти лопасти, что, соответственно, улучшает антикавитационные качества рабочего. колеса. Вместе с тем, поскольку такая установка лопастей не связана с характерными для различных режимов работы насоса параметрами, такими как коэффициент входа потока в рабочее колесо и отношение подачи к частоте вращения, улучшение антикавитационных качеств рабочего колеса будет незначительным.

Задачей, на решение которой направлена полезная модель, является улучшение антикавитационных качеств рабочего колеса, за счет оптимизации значений угла установки его лопастей по покрывному диску, а также диаметра входа в рабочее колесо.

Технический результат достигается тем, что в рабочем колесе центробежного насоса, состоящем из ведущего и покрывного дисков с расположенными между ними лопастями, диаметр D входа в рабочее колесо и угол (3, установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному

диску выполнены в зависимости от значения коэффициента Ко входа потока в рабочее колесо, выбранного из диапазона значений К₀=3,5-б,5 исходя из заданных условий работы насоса, и определены соотношениями: , где Q - подача насоса; n - частота вращения рабочего колеса; d_вт - диаметр втулки рабочего колеса на входе.

Расчет угла установки лопастей на входе в рабочее колесо и диаметра входа в рабочее колесо в зависимости от такого параметра, как коэффициент входа потока в рабочее колесо, позволяет определить оптимальную конструкцию рабочего колеса с максимальными антикавитационными качествами для каждого из расчетных режимов работы насоса.

антикавитационными качествами для каждого из расчетных режимов работы насоса.

Полезная модель поясняется чертежами, где:

- на фиг.1 схематично изображен разрез рабочего колеса плоскостью, проходящей через ось его вращения;

- на фиг.2 - сечение А-А фиг.1;

- на фиг.3 - зависимость угла _1л установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску и кавитационного запаса от коэффициента входа потока в рабочее колесо К₀ .

Рабочее колесо центробежного насоса содержит ведущий диск 1, покрывной диск 2, лопасти 3 с входной кромкой 4, и втулку 5 с диаметром d_вт.

Лопасти 3 установлены на входе в рабочее колесо по покрывному диску под углом _1л (фиг.2), равным: где К₀ - коэффициент входа потока в рабочее колесо, выбранный из диапазона К₀=3,5-6,5 в зависимости от заданных условий (режима) работы насоса, в частности в зависимости от заданного значения всасывающей способности рабочего колеса. Так, в случае необходимости достижения высоких антикавитационных качеств насосов принимается наибольшее значение К₀ =6,0-6,5. В данном случае рабочее колесо будет иметь всасывающую воронку (диаметр входа в рабочее колесо) большого размера. Например, при К₀=6,5 угол _1л установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску должен быть в пределах 13°, а при К ₀=5 угол _1л =15,9°.

Для насосов, у которых предпочтительным является минимальные габариты рабочих органов и не требуется достижение высокой всасывающей способности принимаются меньшие значения К₀=3,5-4,0. В частности, при минимальном значении К₀=3,5 угол установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску _1л =31°. В данном случае рабочее колесо будет иметь меньшую всасывающую воронку, а следовательно и меньшие габариты.

Диаметр D входа в рабочее колесо определяется также в зависимости от коэффициента входа потока в рабочее колесо Ко из соотношения: , где Q - подача насоса; n - частота вращения рабочего колеса; d_вт - диаметр втулки рабочего колеса на входе. Чем выше коэффициент входа потока в рабочее колесо, тем больше диаметр входной воронки рабочего колеса.

Заявленная конструкция рабочего колеса подтверждена данными, полученными в результате эксперимента с использованием серии из двенадцати экспериментальных рабочих колес, с различным втулочным отношением

Полученные в результате испытаний в соответствии с ГОСТ6134-2007 частные кавитационные характеристики были подвергнуты оптимизационному исследованию с применением метода многофакторного математического моделирования, в котором учитывалось подобие течений при кавитации в насосах, динамические критерии подобия Эйлера, Струхала. Рейнольдса, Фруда и Россоби.

По результатам оптимизационного исследования расчетным путем были найдены значения (фиг.3), при этом

где - относительный кавитационный запас; - допускаемый кавитационный запас; u₁ - окружная скорость точки пересечения входной кромки лопасти с покрывным диском.

Рабочее колесо работает следующим образом. При запуске насоса в работу рабочее колесо начинает вращаться и перекачивать жидкость, которая поступает на лопасти 3 с кромками 4.

Оптимальный выбор значений угла установки лопастей 3 и диаметра входа в рабочее колесо, полученных в зависимости от коэффициента Ко входа в рабочее колесо, позволяет во время работы насоса на заданном режиме исключить возможность возникновения кавитационных явлений.

Рабочее колесо центробежного насоса, содержащее ведущий и покрывной диски с расположенными между ними лопастями, отличающееся тем, что диаметр D входа в рабочее колесо и угол _1л установки лопастей на входе в рабочее колесо по покрывному диску выполнены в зависимости от значения коэффициента K₀ входа потока в рабочее колесо, выбранного из диапазона значений K₀=3,5-6,5 исходя из заданных условий работы насоса, и определены соотношениями: , и , где Q - подача насоса; n - частота вращения рабочего колеса; d_вт - диаметр втулки рабочего колеса на входе.