Напор центробежного насоса. Ф ормула эйлера

В центробежном насосе напор жидкости создается за счет быстрого вращения рабочего колеса. Поэтому характер создаваемого напора в основном скоростной

Каждая частица жидкости, двигаясь в межлопастном пространстве, совершает сложное движение. Параллелограммы скоростей на рябочем колесе при входе жидкости на лопасть и при ее выходе с лопасти изображены на рис.28, Рис 28. Параллелограммы скоростей

Теоретический напор определяется по формуле Эйлера

,

где u - окружная скорость, вектор скорости направлен по касательной к окружности кромок лопасти;

c - абсолютная скорость, вектор скорости направлен по диагонали параллелограмма;

ω - относительная скорость, вектор скорости направлен по касательной к профилю лопатки;

α - углы между векторами абсолютных и окружных скоростей;

β - лопаточный угол (угол профиля лопаток);

r₁, r₂ - радиусы окружностей входных и выходных кромок лопасти.

Теоретический напор центробеж­ного насоса при бесконечно большом числе лопастей можно определить по формуле Эйлера:

Для уменьшения потерь напора, вход жидкости на колесо делают радиальным (направление абсолютной скорости c₁ — радиальное), При этом α₁ = 90°, cosα₁ = 0 и формула Эйлера примет вид: на рабочем колесе примет вид:

В действительном насосе имеется конечное число лопастей и потери напора вследствие завихрений частиц жидкости (учитываются коэффициентом φ) и гидравлических сопротивлений (учитываются гидравлическим кпд η_г).

Действительный напор насоса

,

где η_w - коэффициент потерь напора из-за завихрений. Оценить потери можно с помощью гидравлического КПД;

η_г - коэффициент гидравлических сопротивлений.

С учетом всех потерь кпд центробежного насоса составлявляет η_н=0,46÷0,80.

В эксплуатационных условиях напор центробежного насоса (м) можно определить по эмпирической формуле

где k' = (1÷1,5)10^-4 - опытный безразмерный коэффициент;

n - частота вращения рабочего колеса, мин^-1;

D - наружный диаметр рабочего колеса, м.

Подачу насоса, л/с, ориентировочно можно определить по диаметру нагнетательного патрубка:

Q = k''d²

где k'' - опытный коэффициент; для насосов с диаметром патрубка до 100 мм

k '' = 13÷18, более 100 мм k'' = 20÷25;

d - диаметр нагнетательного патрубка, дм.

Влияние профиля лопасти на напор центробежного насоса. Напор центробежного насоса зависит от размеров колеса, угловой скорости и профиля лопасти. Увеличение r и ω повышает напор, но при этом увеличиваются напряжения в материале колеса из-за действия больших центробежных сил инер­ции. Можно увеличить напор, сое­диняя несколько рабочих колес по­следовательно. Если, например, в одноступенчатом центробежном насосе с чугунным рабочим коле­сом напор равен 50 м, а со сталь­ным 100 м, то секционный много­ступенчатый насос развивает напор до 250м, а котельно-питательный турбонасос до 700 м.

Рис.29. Влияние профиля лопастей на напор

Вектор абсолютной скорости жидкости с₂ при выходе ее с колеса тем больше, чем больше угол про­филя β₂ (рис.29). Это соответст­вует профилю лопасти, загнутой вперед, следовательно, для данного случая теоретический напор H_т∞, в выражение которого входит аб­солютная скорость жидкости с₂ будет выше, чем для лопасти, загну­той назад.

Однако из-за больших гидравлических сопротивлений при отрыве жидкости от лопасти требуется большая мощность для привода насо­са с лопастями, загнутыми вперед. Поэтому у центробежных насосов, перекачивающих капельные (вязкие) жидкости, лопасти загнуты назад, а у перекачивающих пары и газы — вперед. Абсолютное значите гидравлических сопротивлений в последнем случае небольшое, а напор увеличивается существенно.