CC BY
18УДК 629.7.036 621
СВЯЗЬ ЭКОНОМИЧНОСТИ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ С КОЭФФИЦИЕНТОМ БЫСТРОХОДНОСТИ И ЧИСЛОМ РЕЙНОЛЬДСА
Боровский Б.И. 1, Дихтярь Т.В. 2
1 2 Академия строительства и архитектуры (структурное подразделение), ФГАОУ ВО КФУ им. В.И.Вернадского, 295943, г. Симферополь, ул. Киевская, 181, е-шай: [email protected]
Аннотация. Насосы входят в различные технические системы, в том числе, в системы жизнеобеспечения зданий и сооружений. При проектировании насосов заданным является коэффициент быстроходности насоса. По значению этого коэффициента полезно оценить в первом приближении ожидаемую экономичность проектируемого насоса. В результате расчёта десяти вариантов получена зависимость гидравлического КПД от коэффициента быстроходности. Установлена связь полного КПД с числами Рейнольдса. С учётом опытных данных и современного проектирования насосов получены новые соотношение для определения числа лопастей рабочего колеса центробежного насоса.
Ключевые слова: центробежный насос, экономичность, КПД и коэффициент напора, коэффициент быстроходности насоса, число Рейнольдса.
ВВЕДЕНИЕ
Правильно подобранный и эксплуатируемый насос может быть одним из самых эффективных средств исполнения полезной работы. Среднеразмерный насос работает с эффективностью около 75%, по сравнению с двигателем внутреннего сгорания, который работает с эффективностью всего лишь 20%. В относительных показателях насос может быть эффективной машиной.
Можно легко упустить из виду огромный потенциал для экономии энергии, который существует за счет оптимизации насосных систем. Проблема в том, что насос очень чувствителен к тому, как его эксплуатируют. Поэтому насосная система имеет наибольшее влияние на используемую насосом энергию.
АНАЛИЗ ПУБЛИКАЦИЙ, МАТЕРИАЛОВ, МЕТОДОВ
Исследования относятся к насосам, работающим на рабочих жидкостях типа воды, для которых влияние числа Рейнольдса проявляется только через дисковые потери энергии.
Как известно, гидравлический КПД имеет двоякое значение: является составляющим полного КПД и входит в выражение для диаметра рабочего колеса
я2 = т / о2 к2цг ( 1 - ч) ] ° 5, (1)
где Н - Дж / кг,
ю - угловая скорость насоса, 1/с,
К2 - коэффициент влияния числа лопастей колеса,
Ч = с2т ' сР2л - расходный параметр насоса.
ЦЕЛЬ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ
Целью статьи является оценка связи экономичности центробежных насосов с коэффициентом быстроходности и числом Рейнольдса. Задача состоит в получении зависимости гидравлического КПД от коэффициента быстроходности.
ОСНОВНОЙ РАЗДЕЛ
Рассмотрим зависимости определения гидравлического КПД. В работе [1] предложено соотношение:
Ъ = 1- 0, 4 2 / ( 1д00 - 0, 1 7 2 )2, (2)
где В0 - диаметр входного патрубка, мм.
В работе [2] предложено определять гидравлический КПД по значению полного КПД:
Пг = П / Л об'Л д. (3)
Произведение объёмного и дискового КПД:
Г1об-Г]д = 0,73 7п°'042, (4)
где п = 3 , 6 5 ■ п ■ Q 0' 5 / Н0 '7 5 - коэффициент быстроходности насоса, здесь n - об / мин; 2с - м3/с; Н - м.
Полный КПД одноступенчатого насоса типа К вычисляется по формуле работе [3]:
п ого
Лмакс = (л о 0 . , 4 / з ч + 0 ,о 5 1(D0 - 0 , 1 ). (5)
(1+71,6/ns' 1
При D0 = 200 мм (наибольшая величина) поправка в КПД составляет всего 0,0051,то есть влияет только на третий знак КПД. Поэтому вторым членом выражения (5) можно пренебречь.
В работе [4] приведены соотношения для цг и произведения входящего в формулу (1):
Ъ = (0, 8 8 - 0 о91 D)/ ( 1 - Di) , (6)
Äz^ = ( 0, 7-0, 7 3 D i) / ( 1 — D i) . (7)
Для дальнейших расчётов необходимы знания коэффициента теоретического напора [5]:
Н т = Н то (Нт<х> + с2 т}, (8)
—3
Н то — 1 — 0 , 3 3 3
l-ll-l \ß^+ß2j
360
-0,4 7 D i( 1 , 2-тк) 2 /s ¿п^л,
третий член равняется нулю при густоте решётки колеса тК > 1,2, густота решётки определяется по формуле:
тк = z/77:
М
1 + 4Dism2 hillHL¡{i - ÖJ2
^ ЩОО 1 Ц
а* = 0 ,0 5 (1 - |) ■ | ■ 2 0 '3 3 3 ( 1 - Й) 5 Ы2 0 ,5(/?2л + /?1л),
где £ = ЙЛ5 т/1,/5¿п/2л, ^ = 2, 1 3 - 0,0 0 2 4щ.
Кроме формулы (8), коэффициент теоретического напора рассчитывается с помощью следующего выражения:
Нп = К2 (1 - д) . (9)
После определения Нп по формуле (8) коэффициент вычисляется с помощью выражения (9). Коэффициент определяется углом лопастей на выходе ¡32п, отношением диаметров колеса Й1 и числом лопастей [6]. В работе [4] приведено выражение для числа лопастей, дающее завышенные значения количества лопастей. Скорректированное выражение имеет вид:
7 = 5 ( 1 ,5 + /2л/60) + 65 (0, 6 - Й) 2. (10)
В работе [6] на основании опытных данных утверждается, что при больших значениях для увеличения коэффициента и Нп надо увеличивать число лопастей. При этом отличия расчётных и опытных значений ^ не превышает 2 % (И 1 = 0,4 - 0, 8; //2л = 2 0 - 1 2 0о; 2 = 8 - 16). Это соответствует формуле:
7 = 3 ( 1 , 5+/2л/ 6 0 ) + 1 7Й. (11)
Формуле (10) соответствуют большие значения 2 при малых Й 1 и небольшие 2 при больших Й Это практически совпадает с числом 2 = 10 (5 + 5) насосов 12,5 / 50 и 12,5 / 120 фирмы ГИДРОГАЗ с щ = 3 3 , 2 п и 17,5; /2л= 30 и 350; 0,376 и 0,400.
Формуле (11) соответствуют, наоборот, большие значения 2 при больших Й 1 и небольшие Ъ при малых . Отсюда следует, что для увеличения при больших и малых надо соединить формулы (10) и (11) - формула (10) при Й 1 < 0, 5 и формула (11) при Й 1 > 0, 5:
2 = 5 ( 1 , 5 + /2л/60) + 65 (0, 6 - О 2 при О 1 < 0, 5 или щ < 1 5 0 , (12)
2 = 3 ( 1 ,5 + /2л/6 0 ) + 1 7О при О > 0, 5 или щ > 1 5 0. (13)
Используем приведенные соотношения для дальнейшего анализа. Расчёты по формуле (2) шести одноступенчатых насосов типа К с минимальными и максимальными значениями О0= 50 -200 мм дали результаты ]г= 0,82 - 0,91, при этом полный КПД ] = 0,615 - 0,81. Несмотря на нормальные результаты, формула (2), видимо, применима для предварительных расчётов, так как входной диаметр насоса О0 физически не может определять гидравлические потери в насосе.
В таблице 2 относительный диаметр и расходный параметр насоса определяются по формулам [7]:
О = 0, 3 3 + 1, 1 ■ 1 0 "5 щ1,8. (14)
<7 = 1 - 2 3 9 8 ( 0, 3 3 + 1, 1 ■ 1 0" 5 п!8) 2 /п^Зпри щ > 8 0 , (15)
<7 = 0, 0 0 1 2 5 щ при щ < 80. (16)
При расчётах с использованием соотношений (8), (10) и (11) гидравлический КПД определяется с помощью приведенных зависимостей [6].
Потери энергии в колесе вычисляются по формуле:
1К = 0 , 5
где & = 0, 1 5 + 0, 1 8/ ( 0, 7 7 - К)_____
К = О 1 ( О 1-И/2 м)/Нт, ^ = О 1 ~5т(/?1л - 0 /я тр2, С ¿,9/2 = ( 1 - Нт)/С2 т,
1 - угол атаки.
Потери в спиральном отводе складываются из потерь в спиральном сборнике и коническом диффузоре:
— —2
— отв 0 , 5 ^>отвНт,
где ^от в = ^ с + ^кд (с/ с 2 и) .
Коэффициент потерь в спиральном сборнике:
_ & = 1 , 1 + 1 , 4 5 (сг /с 2и)2 - 2 , 4 (Сг/ С2и)СО 5 «2
где = = 0,5 5 - 0,65.
Н т с 2 и
Рассчитанный гидравлический КПД:
]грас 1 57 0 , 5 ^отвН т. (17)
С учётом поправки, действительный гидравлический КПД определяется рассчитанным [7]:
Г] гр = 1 , 4 8 Г] рас - 0, 4 9. (18)
Коэффициент напора:
Н = Н т]г.
Для расчёта объёмного и дискового КПД в работе [4] приведены сложные соотношения. Значения объёмного КПД, полученные по сложному соотношению, отличаются в пределах 1% от значений, рассчитанных по простой формуле [1]:
] об = 1 / ( 1 + 0, 6 8/щ0,6 7) . (19)
Дисковый КПД определяется по формуле [4]. После использования постоянных величин получим [7]:
щ = 1-Сд { Сд + 1 , 3 ■ 1 0 " Н 5 щ2]1, 5 + 0, 0 1 1 5АН т (О1/О2 ) 2 } \ (20) где А = {Нт ( ]гк - 0, 5 Нт) - 0, 1 2 5 [ 1 - 1,9 6 (О1/О2 ) 2 ] }0, 5.
Гидравлический КПД колеса Т]гк = 1 — I к/Н т.
Из формулы (20) следует, что, помимо коэффициента п3, на Т]д оказывает влияние величина Н т и Т]г увеличение которых ведёт к росту дискового КПД.
Таблица 1.
Зависимость коэффициента трения дисков колёс насоса Сд от числа Рейнольдса
К Сд
106 0,0023
105 0,0037
2-104 0,0095
Дисковый КПД предлагается вычислить по формуле [8]:
д .
С учётом влияния числа Рейнольдса эта формула принимает вид:
Тд = 1 / ( 1+к/п1' 3 ) . где к = 25 при Яе = 106; к = 40 при Яе = 105; к = 102 при Яе = 2 104.
(21)
Дальнейшие расчёты проведены при р1л = /32л = 200; ?;кг) = 0,25; сг/с 2 и = 0,65.
Таблица 2.
Результаты расчётов при разных значениях коэффициента быстроходности
Номера формул (3) (4) (6) (7) (8) при тк=1,2 (8) при Тк =1,2
п5 Ч Л Лг Лг К2Лг г Ы Лг Н Ъ КгЛг
40 0,338 0,095 0,560 0,651 0,865 0,685 4 0,697 0,893 0,622 0,734 0,655
80 0,359 0,10 0,706 0,797 0,863 0,683 5 0,659 0,891 0,587 0,722 0,643
100 0,374 0,276 0,739 0,827 0,862 0,682 5 0,520 0,886 0,460 0,718 0,634
150 0,413 0,486 0,783 0,860 0,859 0,679 5 0,358 0,852 0,305 0,696 0,593
200 0,482 0,524 0,804 0,873 0,852 0,672 5 0,311 0,814 0,253 0,653 0,532
250 0,558 0,526 0,816 0,878 0,842 0,662 6 0,350 0,788 0,276 0,738 0,582
300 0,646 0,500 0,824 0,880 0,825 0,645 7 0,390 0,751 0,293 0,780 0,586
(8) и (11) (10)
г Ы Лг Н к, КгЛг г ы Лг Н К, КгЛг
7 0,772 0,878 0,678 0,812 0,713 14 0,903 0,866 0,782 0,950 0,823
8 0,745 0,881 0,656 0,828 0,729 13 0,850 0,867 0,737 0,945 0,819
8 0,589 0,878 0,517 0,813 0,714 12 0,680 0,870 0,592 0,939 0,817
9 0,413 0,836 0,345 0,804 0,672 11 0,478 0,832 0,398 0,930 0,774
10 0,391 0,797 0,311 0,821 0,655 10 0,437 0,804 0,321 0,918 0,738
11 0,399 0,776 0,310 0,842 0,653 9 0,427 0,734 0,313 0,910 0,668
13 0,436 0,748 0,326 0,872 0,652 9 0,442 0,747 0,330 0,910 0,680
(11) (12)+(13)
г Ы Лг Н к, КгЛг г Ы Лг Н К, КгЛг
7 0,817 0,878 0,717 0,860 0,755 14 0,903 0,866 0,782 0,950 0,823
8 0,738 0,888 0,655 0,883 0,784 13 0,850 0,867 0,734 0,945 0,819
8 0,594 0,879 0,522 0,883 0,776 12 0,680 0,870 0,592 0,939 0,817
9 0,464 0,835 0,387 0,910 0,760 11 0,478 0,832 0,398 0,930 0,774
10 0,437 0,804 0,351 0,918 0,738 12 0,447 0,785 0,351 0,939 0,737
11 0,441 0,785 0,346 0,930 0,730 13 0,447 0,753 0,337 0,943 0,710
13 0,473 0,753 0,356 0,945 0,712 14 0,475 0,720 0,338 0,950 0,675
При расчёте по формулам (10), (11) и (12) + (13) не проводилось уточнение гидравлического КПД по формуле (18) с целью сопоставимости результатов расчёта по формуле (8), для которой уточнение отсутствует. В таблицах 3 и 4 уточнение по формуле (18) проведено.
Таблица 3.
Результаты расчёта дискового и полного КПД
(12) + (13) и (21)
Тг Лоб Rе = 106 Я = 105 Я = 2 104
Тд п Тд п Тд п п8
0,792 0,946 0,829 0,621 0,752 0,564 0,543 0,407 40
0,793 0,965 0,922 0,705 0,882 0,674 0,745 0,571 80
0,798 0,970 0,941 0,728 0,909 0,704 0,797 0,616 100
0,741 0,976 0,964 0,697 0,944 0,683 0,869 0,628 150
0,672 0,980 0,975 0,643 0,960 0,632 0,905 0,596 200
0,624 0,983 0,981 0,602 0,970 0,595 0,928 0,570 250
0,576 0,985 0,985 0,559 0,976 0,554 0,942 0,534 300
Ъ = 8 и (21) Яе=106 Яе= 105 Я = 2 104
п5 г Ы п т Тг Н Ъ КгТг Тд п Тд п Тд п Нср
40 8 0,836 0,802 0,670 0,88 0,706 0,829 0,629 0,752 0,571 0,543 0,412 0,725
80 8 0,792 0,802 0,635 0,88 0,706 0,922 0,713 0,882 0,682 0,745 0,577 0,677
100 8 0,637 0,805 0,513 0,88 0,708 0,941 0,735 0,909 0,710 0,797 0,622 0,540
150 8 0,452 0,774 0,350 0,88 0,681 0,964 0,728 0,944 0,713 0,869 0,656 0,370
200 8 0,419 0,730 0,306 0,88 0,642 0,975 0,698 0,960 0,687 0,905 0,647 0,328
250 8 0,417 0,682 0,284 0,88 0,600 0,981 0,658 0,970 0,650 0,928 0,622 0,290
300 8 0,440 0,608 0,268 0,88 0,535 0,985 0,590 0,976 0,585 0,942 0,564 0,328
Сравним варианты по трём параметрам: Тг, К2Тг, произведение входит в формулу (1), и коэффициент действительного напора Н. Формулы (3), (4) и (6), как и формула (2), не дают значений К2Тг и Н. Формула (8) при тк = 1 , 2 показывает высокие значения гидравлического КПД Т, однако при этом число лопастей не велико. Отметим, что уменьшение числа лопастей (уменьшение Нт) ведёт к росту гидравлического КПД, это также установлено в работе [4]. Формулы (8) + (11) показывают Т несколько меньшие, чем в предыдущем варианте, но значения К2Т и Н большие. Вариант (10) по величине ] г меньше предыдущего варианта, но больше по параметрам К2Тг и Н. Формула (11) показывает несколько большие значения Т, но несколько меньшие значения К] и Н. Вариант (12) + (13) по параметрам практически совпадает с вариантом (10) и лучше варианта (11), который имеет рациональное число лопастей, соответствующее работе [6].
Расчёт полного КПД приведен в таблице 3. Здесь же даны результаты при сравнительно малом числе лопастей, Z = 8, когда ожидается повышение гидравлического КПД. Видно, что параметры этого варианта близки к вариантам (8) +(11) и (11), но существенного увеличения гидравлического КПД в данном случае не отмечается, однако при вариант даёт
максимальные значения гидравлического КПД.
Из формулы (17) в соответствии с расчётами следует, что при известном Иг увеличение Нт ведёт к росту, а уменьшение к падению гидравлического КПД. Поэтому при изменении числа лопастей определённое значении Нт приводит к максимальной величине гидравлического КПД. Пренебрегая влиянием Н т на отношение скоростей через 5 ¿п//2 и на коэффициент через
(остаётся влияние только на параметр ), приравняем первую производную от формулы (17) к нулю и получим оптимальную величину
Нт ор 0 , 6 2 £) 1 ( ^отв) ' .
Однако эта зависимость оказалась не достоверной, так как она даёт при значительно
заниженное значение Н о , а при существенно завышенное значение Н о . Поэтому
используем в качестве оптимального значение Н т варианта (11), при котором достигается отличие не более 2,5 % гидравлический КПД от наибольшего значения вариантов (8) при тК =1,2 и Z = 8. Максимум гидравлического КПД приведен в таблице 4.
Таблица 4.
Максимальные значения гидравлического КПД
ns 40 80 100 150 200 250 300
q 0,050 0,100 0,276 0,486 0,524 0,526 0,500
D± 0,338 0,358 0,374 0,413 0,482 0,558 0,646
Лгмакс 0,809 0,824 0,811 0,746 0,700 0,672 0,624
Kz 0,860 0,883 0,883 0,910 0,918 0,930 0,945
0,817 0,738 0,594 0,464 0,437 0,441 0,473
0,695 0,728 0,716 0,679 0,643 0,625 0,590
ТТ Нмакс 0,661 0,609 0,482 0,346 0,306 0,296 0,295
Z, в2л = 20°; (11) 7 8 8 9 10 11 13
Z, в2л = 300; (11) 10 12 12 14 16 18 10 +10
П, Re = 106 0,624 0,733 0,740 0,701 0,669 0,648 0,606
п, Re = 105 0,576 0,701 0,715 0,687 0,659 0,640 0,600
п, Re =2 104 0,415 0,592 0,627 0,633 0,620 0,612 0,579
В таблице 4 приведены оптимальные числа лопастей, определённые оптимальными значениями Нт опт и, следовательно, К2. По значению К2 можно определить число лопастей при любом угле р2л.
Предпочтение следует отдавать большему гидравлическому КПД, ведущему к уменьшению потребляемой мощности, а снижение Кгг]г ведёт только к некоторому увеличению диаметра колеса.
С помощью корреляционно - регрессионного анализа получены следующие формулы (индекс корреляции 0,980):
Ъмакс = 0,849 - 0,00047щ - 1 0 " 6щ2, (22)
Нмакс = 0,85 2 + 8,8 ■ 1 0" 6nf - 0,0 0448ns
Нп
■s
= 1,032 + 1,16 ■ 10~5п| - 0,00532п
Оптимальное число лопастей определяется следующим образом. По коэффициенту быстроходности находятся значения D г и q, затем по оптимальной величине Нт опт вычисляется параметр ifz, с помощью которого при принятом угле лопастей колеса на выходе по графикам работы [6] находится оптимальное число лопастей.
Зависимость гидравлического КПД от коэффициента быстроходности для вариантов расчёта имеет небольшой максимум при ns = 80 - 100, а полный КПД образует максимум при ns = 100, 120, 130, 150 или 170. Максимум полного КПД соответствует работе [9], в которой отмечается максимум при ns = 150 - 250. Наличие максимума при повышении с ns объёмного и дискового КПД вызывается падением с увеличением ns гидравлического КПД.
На рисунке 1 приведены зависимости от ns гидравлического КПД варианта Z=8 и полного КПД при различных числах Рейнольдса для варианта Z=8, дисковый КПД определялся по формуле (21).
v
0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3
Re=106
У Re=10
Re=2* 104
0
50
100
150
200
250
300
350
Рис. 1. Зависимость гидравлического КПД от коэффициента быстроходности и зависимость полного кпд от
коэффициента быстроходности и числа Рейнольдса
Там же приведена зависимость (5). Видно, что формула (5) практически совпадает с КПД при Яе = 105 до Пц = 80, дальнейшее увеличение пв приводит к превышению данных формулы (5), это превышение достигает 42%.
Гидравлический КПД рассчитывается по формуле (18), при приближённых расчётах можно воспользоваться формулу (22).
Увеличение коэффициента быстроходности с 40 до 100 ведёт к незначительному росту гидравлического КПД на 0,4%, при дальнейшем увеличении коэффициента быстроходности до 300 гидравлического КПД падает на 32%.
Полный КПД определится по следующей формуле без учёта механического КПД:
Т = ТгТобТд, (23)
где Т об и Т д находятся по формулам (19) и(20) или (21).
Гидравлический КПД колеса, входящий в формулу (20), определяется с помощью выражения
Тгк = 1 - Ь- = 0,99 - 0, 0 0 0 0 1 8п!'б.
Нт
Полученные при варианте (11) формулы для приближённого расчёта полного КПД при пв = 40 - 300 (индекс корреляции 0,800- 0,885).
При Яе = 106:
. (24)
При Яе = 105:
. (25)
При Яе = 2 104:
. (26)
Увеличение коэффициента быстроходности с 40 до 120 - 150 ведёт к росту полного КПД на 18 - 60%, при дальнейшем увеличении коэффициента быстроходности до 300 полный кпд падает на 17 - 25%.
Модель определения влияния на полный КПД числа Рейнольдса можно представить в трёх вариантах. При этом точность результатов понижается с увеличением номера варианта, но зато возрастает оперативность расчётов:
1. Гидравлический, объёмный и дисковый КПД определяются расчётом с помощью соотношений (18), (19) и (20) при принятом значении числа Рейнольдса. Значения Нт, д, Иг находятся из формул (9) и (14) - (16), а коэффициент К2 определяется по принятым значениям X, И ! и угла р2л с помощью графических зависимостей работы [6]. Полный КПД вычисляется по формуле (23);
2. Гидравлический, объёмный, дисковый и полный КПД определяются с помощью соотношений (22), (19), (21) и (23) при принятом значении числа Рейнольдса;
3. Полный КПД определяется по приближённым формулам (24) - (26) при заданном значении числа Рейнольдса и коэффициента быстроходности.
ВЫВОДЫ
1. В результате расчёта десяти вариантов получена зависимость гидравлического КПД от коэффициента быстроходности в диапазоне п =40 - 300 с малым максимумом при п8 = 80, 100.
2. Определено оптимальное количество лопастей в зависимости от коэффициента быстроходности и угла лопастей на выходе колеса при максимальной величине гидравлического КПД. Получены зависимости для максимальных значений гидравлического КПД, коэффициентов теоретического и действительного напора насоса.
3. Установлена связь полного КПД с числами Рейнольдса 106, 105 и 2 104 в диапазоне п = 40 - 300 с максимумом при п& = 100, 120, 130, 150 или 170.
4. С учётом опытных данных и современного проектирования насосов получены новые соотношение для определения числа лопастей рабочего колеса центробежного насоса.
5. Приведены соотношения для расчёта гидравлического, объёмного, дискового и полного КПД насоса. Дисковый и полный КПД учитывают влияние числа Рейнольдса.
6. Предложено три варианта модели определения полного КПД центробежного насоса с учётом влияния числа Рейнольдса, отличающиеся точностью результатов и оперативностью расчётов.
ПЕРСПЕКТИВЫ ДАЛЬНЕЙШИХ ИССЛЕДОВАНИЙ
Перспективой дальнейших исследований является использование центробежных насосов других зарубежных фирм.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ломакин, А.А. Центробежные и осевые насосы / А.А. Ломакин. - Л.: Машиностроение, 1966. - 364 с.
2. Боровский, Б.И. О подходе к сравнению центробежных насосов по экономичности / Боровский Б.И., Дихтярь Т.В. // Сб. Экономика строительства и природопользования - 2017. -№ 3(64). - С. 11-15.
3. Боровский, Б.И. Оценка экономичности одноступенчатых и многоступенчатых центробежных насосов / Боровский Б.И., Дихтярь Т.В. // Строительство и техногенная безопасность - 2017. - № 8 (60). - С. 81-86.
4. Боровский, Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов / Б.И. Боровский. - М.: Машиностроение, 1989. - 184 с.
5. Шестаков, К.Н. Расчётно-теоретическая оценка коэффициента теоретического напора центробежного колеса / К.Н. Шестаков // Тр. ЦИАМ. - 1980. - 32 с.
6. Высокооборотные лопаточные насосы // Под ред. Б.В. Овсянникова и В.Ф. Чебаевского. -М.: Машиностроение, 1974. - 336 с.
7. Боровский, Б.И. Центробежные лопаточные насосы с конфузорными рабочими колёсами / Б.И. Боровский. - Симферополь: Доля, 2017. - 58 с.
8. Горгиджанян, С.А. О коэффициентах полезного действия ступеней центробежных скважинных насосов / С.А. Горгиджанян, Н.В. Гусин // Труды ЛПИ. - 1969. - № 310. - С. 159-163.
9. Михайлов, А.К. Конструкции и расчёт центробежных насосов высокого давления / А.К. Михайлов, В.В. Малюшенко. - М.: Машиностроение, 1971. - 304 с.
THE COMMUNICATION OF THE ECONOMICITY OF SINGLE-STAGE CENTRIFUGAL PUMPS WITH THE FAST-QUENCHITY FACTOR AND THE REINOLDS NUMBER
Borovsky B.I., Dikhtyar T.V.
V.I. Vernadsky Crimean Federal University, Simferopol, Crimea
Annotation. Pumps are included in various technical systems, including in the life support systems of buildings and structures. When designing pumps, the speed of the pump is specified. By the value of this coefficient it is useful to estimate, in the first approximation, the expected economy of the designed pump. As a result of the calculation of ten variants, the dependence of the hydraulic efficiency on the coefficient of high speed was obtained. The relation of the full efficiency to the Reynolds numbers is established. Taking into account the experimental data and modern design of the pumps, a new ratio has been obtained for determining the number of impeller blades of a centrifugal pump.
Keywords: centrifugal pump, efficiency, efficiency and pressure ratio, coefficient of high-speed pump, Reynolds number.
