ИННОВАЦИИ БИЗНЕСУ

Частное техническое решение, имеющее самостоятельное значение.

Поток в радиальном насосе трения рассматривается по аналогии с осевым шнековым насосом как алгебраическая сумма трех потоков, возникающих в отдельности, независимо друг от друга.

Первый поток - прямой (основной), q _пр - возникающий в результате трения в пограничных слоях при нулевом перепаде давлений между входом и выходом.

Второй поток - обратный, q _о - формируется в образованном лопастью канале под действием перепада давлений на выходе из канала и входе в него.

Третий поток - поток утечки, q _у - образуется под действием перепада давлений на выходе из рабочего колеса и на входе в него в зазоре между вращающимся рабочим колесом и неподвижной крышкой.

Подача насоса q при этом определяется выражением

q=q _пр - q _пр - q _о - q _у

Рабочее колесо радиального насоса трения может быть выполнено в трех конструктивных вариантах: с одной лопастью на диске, с двумя лопастями на диске с обеих его сторон и в виде вращающейся спирали без диска.

Прямой поток в рабочем колесе формируется в зависимости от варианта его конструкции.

При ламинарном режиме течения радиальная скорость в проточном канале колеса по глубине канала изменяется линейно.

В общем случае в произвольной точке канала радиальная скорость v _r определяется из выражения:

v _r = w _u· tga=( u - v _u )Чtga,

где u - окружная скорость точки, расположенной на лопасти;

v _u - окружная скорость жидкости, вызванная вращением лопасти.

Проводя анализ характера распределения скоростей, окружной и радиальной, при ламинарном течении жидкости в колесе можно сделать вывод, что при одинаковой ширине колес второй вариант имеет два преимущества.

Во-первых, в нем отсутствуют потери от трения наружной поверхности вращающегося диска о жидкость, которые при высокой вязкости весьма значительны. Во-вторых, при одинаковой общей ширине колеса в два раза уменьшается глубина канала и, как следствие, обратный поток. Следствием этого является многократное увеличение напора или возможность уменьшения наружного диаметра рабочего колеса и, соответственно, размеров насоса.

Для третьего варианта конструкции рабочего колеса (в виде вращающейся спирали без диска) прямой поток увеличивается в два раза.

Подводя итоги выполненного анализа, можно заключить, что первый вариант исполнения рабочего колеса является технологически наиболее простым, но наименее эффективным по энергетическим показателям. Выполненный на основе этого варианта насос будет иметь наибольшие габаритные размеры.

Второй и третий варианты исполнения технологически сложнее, т.к. требуют регулирования двух торцовых зазоров. Однако, в насосах с такими колесами отсутствуют потери дискового трения, что приводит к увеличению КПД. Эти варианты наиболее эффективны по энергетическим показателям.

Сравнивая второй и третий варианты исполнения рабочего колеса, можно рекомендовать второй вариант для высоконапорных насосов с малым значением коэффициента быстроходности, а третий, наоборот, - для относительно низконапорных насосов с большей подачей, т.е. с высокими значениями n _s.