Характеристики различных типов лопастных колес

Теоретический напор, создаваемый колесом центробежного насоса, равен разности напоров на выходе и входе в него

(7. 28)

где Р ₁ и Р ₂ – давления жидкости, Па, на входе и выходе из колеса;

V ₁ и V ₂ – абсолютные скорости, м/с, на входе в колесо и выходе из колеса;

– удельный вес жидкости, Н/м³ (для нефтепродукта плотностью
850 кг/м³, = 8330 Н/м³).

В выражение 7.28 входят значения давления Р₁ и Р₂, их можно заменить значениями скоростей, используя уравнение Бернулли для течения жидкости в межлопаточных каналах

P ₁ / +W / 2 g = P ₂ / + W / 2 g – H_ц, (7.29)

где W ₁ и W ₂ – относительные скорости (касательные к поверхности лопатки) на входе и выходе из колеса;

Н_ц = (U – U )/ 2 g – напор, возникающий от работы центробежных сил, здесь U ₁ и U ₂ – окружные скорости на входе и выходе из рабочего колеса.

На рис. 7.7 показаны планы скоростей на входе (точка 1) и выходе из колеса (точка 2) центробежного насоса.

После подстановки выражения 7.29 в выражение 7.28, преобразуя и сокращая, получим уравнение Леонардо Эйлера (1707 – 1783 гг., член Петербургской академии наук) для колес с радиальным входом жидкости

H_Т = U ₂∙ V₂ cos ₂ /g, (7.30)

где ₂ – угол между векторами окружной U ₂ и абсолютной V ₂ скоростями на выходе из колеса;

g – ускорение свободного падения, 9, 8 м/с².

Рис. 7.7. Планы скоростей на входе и выходе из колеса

Для колеса с радиальными лопатками V ₂ cos ₂ = U ₂ и уравнение 7.30 принимает более простой вид

H_Т = U / g. (7.31)

Значение окружной скорости на выходе из колеса определяют из выражения

U ₂ = ∙ n ∙ D₂ / 60, (7.32)

где n – частота вращения вала насоса, мин^-1 (750, 1500, 3000).

При известных значениях n и D ₂ можно определить теоретический напор H_Т, создаваемый колесом.

В процессе вращения колеса под действием центробежных сил частицы жидкости перемещаются от центра к периферии. Напор создается рабочим колесом в результате:

1) работы центробежных сил (U – U )/ 2 g – статический напор;

2) прироста кинетической энергии абсолютного движения (V – V ) /2 g – динамический (скоростной) напор;

3) преобразования величины относительной скорости (W²₁ – W²₂)/2g – статический напор.

На рис. 7.8 показаны формы лопаток центробежных машин (направление вращения по часовой стрелке).

Рис. 7.8. Формы лопаток: а – загнутые назад; б – с радиальным (по радиусу) выходом;

в – загнутые вперёд

В зависимости от формы лопаток в общем напоре, создаваемом колесом, статический и динамический напор распределяются следующим образом:

1) лопатки радиальные – примерно 50 % статический напор и 50 % динамический (применяют в центробежных насосах, дымососах);

2) лопатки загнутые назад – преобладает статический напор (применяют в центробежных насосах);

3) лопатки загнутые вперед – преобладает динамический напор или энергия скорости (применяют в вентиляторах).

От выбранного количества лопаток и их толщины зависит проходное сечение колеса. Уменьшение проходного сечения на выходе из колеса учитывается коэффициентом стеснения К ₂, который равен 0, 85 – 0, 95 и определяется выражением

, (7.33)

где b ₂ – ширина проходной части колеса на выходе, b ₂= (0, 05 – 0, 1) D ₂;
D ₂– диаметр колеса на выходе; Z – количество лопаток (5 – 13); – толщина лопаток ( = 0, 1 – 0, 3) b ₂.

Колесо насоса при степени быстроходности 100 – 150 имеет максимальный коэффициент полезного действия при числе лопаток, равных 7 – 11.

Совершенство центробежного насоса оценивают коэффициентом полезного действия (КПД).

Объемный КПД () учитывает перетекание жидкости из полости нагнетания в полость всасывания через зазоры между корпусом насоса и колесом, равен 0, 85 – 0, 95.

Гидравлический КПД () учитывает совершенство проточной части колеса (потери на трение, образование вихрей) и равен 0, 85 – 0, 95.

Механический КПД () учитывает потери на трение в подшипниках и уплотнениях, равен 0, 95 – 0, 98.

Общий КПД насоса равен 0, 70 – 0, 90 и определяется из выражения

(7.34)