Напор и характеристики вихревых насосов. Гидравлическая радиальная сила

Принцип действия вихревого и центробежного насосов аналогичен, потому что у обоих типов насосов существует аналогичная органическая связь между рабочими параметрами, что может вытекать только из уравнения Эйлера для турбомашин. Следовательно, к вихревым насосам применим закон об изменении момента количества движения со всеми вытекающими отсюда последствиями.

Напор вихревого насоса возрастает с увеличением числа лопастей рабочего колеса и длины кольцевого канала 4 (рис. 3.6). При одной и той же окружной скорости напор, создаваемый рабочим колесом вихревого насоса, больше напора колеса центробежного насоса. Это является следствием неоднократного движения одной и той же частицы жидкости в межлопаточных каналах колеса за время одного его оборота. Частица жидкости совершает сложное винтообразное движение по траектории ABCDEFK (рис. 3.6 и 3.8), на которое накладывается вихревое движение относительно оси Ох (рис. 3.8) в межлопаточных каналах, что затрудняет определение параметров вихревого насоса аналитическим путем.

Полагая для упрощения, что вектор абсолютной скорости входа жидкости в межлопаточные каналы направлен по радиусу колеса, получим уравнение для определения теоретического напора

.

Если вместо коэффициента 3 в приведенную выше формулу подставить число последовательных прохождений частицы жидкости через межлопаточные каналы i, то напор колеса вихревого насоса при одной и той же форме лопаток и окружной скорости будет в i раз больше, чем у колеса центробежного насоса.

,

где .

Учтя при помощи коэффициента e, как и у центробежных насосов, влияние конечного числа лопастей на напор, а также гидравлический КПД насоса h_г, получим действительный напор вихревого насоса

,

где – коэффициент напора.

Для рабочих колес закрытого типа (см. рис. 3.7) коэффициент напора обычно находится в пределах (3,5…4,5) и зависит от числа и формы лопастей рабочего колеса, соотношения его размеров и шероховатости стенок бокового канала 4 (см. рис. 3.6).

Для вихревых насосов аналитически определить коэффициент напора в настоящее время невозможно, поэтому напорно-расходные и другие действительные характеристики получают опытным путем.

Характеристики вихревого насоса представлены на рисунке справа. Цифрами 1 и 2 обозначены кривые Q–H одного и того же насоса; кривая 1 получена при n₁>n₂, а кривая 3 – при том же числе оборотов, что и кривая 2, но с рабочим колесом, у которого число лопаток меньше, чем это было для кривой 2. График 4 представляет собой характеристику мощности насоса, а график 5 – изменение КПД вихревого насоса в зависимости от производительности.

Характер зависимости между основными параметрами вихревого насоса, т. е. внешний вид графиков, определяется главным образом коэффициентом напора . Более крутое, чем у центробежных насосов, увеличение напора с уменьшением производительности, очевидно, является следствием непостоянства числа последовательных прохождений j частицы жидкости через межлопаточные каналы рабочего колеса. С уменьшением расхода жидкости, которое достигается дросселированием на напорном патрубке, вероятно, происходит ее торможение в проточных каналах насоса, следствием чего и является увеличение числа i.

Учет потерь энергии у вихревых насосов производится при помощи тех же КПД, что и у центробежных. Небольшая величина полного КПД вихревого насоса может быть объяснена наличием больших гидравлических потерь энергии, вызванных вихреобразованиями в проточных каналах корпуса и рабочего колеса, а также трением жидкости о стенки корпуса насоса.

Приращение энергии жидкости в вихревом насосе происходит непрерывно на всем пути движения. Если при входе во всасывающий патрубок давление жидкости было равно р₁, то в межлопаточных каналах оно постепенно увеличивается до давления р₂. Изменение давления прямо пропорционально центральному углу , т.е. давление жидкости внутри канала от сечения АВ до сечения ЕМ распределяется прямолинейно.

Давление жидкости на боковые поверхности взаимно уравновешивается, и поэтому у вихревых насосов нет гидравлической осевой силы. Давление на торцовую поверхность рабочего колеса от сечения АВ до сечения ЕМ постепенно увеличивается, следствием чего является гидравлическая радиальная сила R, которая равна

,

где d₂ и b – соответственно наружный диаметр рабочего колеса и его ширина на том же диаметре.

Учет гидравлической радиальной силы следует производить при расчете опорных подшипников и прочностных размеров вала насоса.