1. Polazni podaci 3
- Protok: Q := 200 ⋅
m
−1
- Napor: H := 20⋅ m
h
- Brzina obrtanja: n := 960 ⋅ min
Ukoliko nije zadata, brzina obrtanja radnog kola pumpe se može odrediti na osnovu sledeće tabele, dobijene na osnovu statističkih podataka za pumpe sa dobrim stepenom korisnosti:
Q [L/s]
1,5 ÷ 50
25 ÷ 250
100 ÷ 500
200 ÷ 700
600 ÷ 2000
n [min-1]
2950
1450
960
730
580
2. Proračun radnog kola 2.1. Specifična brzina obrtanja pumpe nsq 1
n sq :=
n⋅ Q
2
3
H
3
−3
2
4
⋅ 60⋅ sec ⋅ m
n sq = 23.93
4
U izraz za specifičnu brzinu brzinu obrtanja ulaze protok i napor koji odgovaraju jednom radnom kolu pumpe. Tako npr., ako se radi o višestepenoj pumpi, napor koji odgovara jednom radnom kolu je H/n, gde je n broj stepeni pumpe. Ukoliko se pak radi o dvostrujnoj pumpi, protok koji odgovara jednom radnom kolu je Q/2. Na osnovu specifične brzine obrtanja vrši se klasifikacija pumpi: Tip pumpi
nsq
d2/d0
Sporohode centrifugalne
13 ÷ 25
3,0 ÷ 2,5
Normalne centrifugalne
20 ÷ 80
2,5 ÷ 1,4
Poluaksijalne (dijagonalne)
70 ÷ 140
1,4 ÷ 0,9
Aksijalne (propelerne)
140 ÷ 300
0,8
Tipičan izgled meridijanskog preseka radnog kola
Tipične radne karaktreristike pumpi
2.2. Procena stepena korisnosti pumpe η 2.2.1. Zapreminski stepen korisnosti ηq 1
ηq :=
ηq = 0.97
−2
1 + 0.285 ⋅ n sq
3
2.2.2. Protok kroz radno kolo pumpe Q k Q
Qk :=
Qk = 57.5⋅
ηq
L s
2.2.3. Računski prečnik usisnog grla radnog kola d 0r Koeficijent K 0 zavisi od tipa, konstrukcije i namene pumpe. Za većinu pumpi, srednjih kvaliteta, uključujući i višestepene pumpe (izuzimajući prvi stepen koji zbog kavitacije može biti i veći) ovaj se koeficijent kreće u granicama K 0 = 3.6 - 4.5. Za kondenzatne i napojne pumpe, kao i za pumpe malih dimenzija (d 0r < 70 mm), je K0 = 4.5 - 5.0. Većim vrednostima koeficijenta K 0 odgovaraju pumpe boljiih kavitacijskih osobina, ali većih gabarita. K0 := 4.4
⎛ 3 Qk ⎞ 1 ⎟ d 0r := ceil⎜ K0⋅ ⋅ ⋅ mm n ⋅ 60 mm ⎠ ⎝
d 0r = 173 ⋅ mm
2.2.4. Hidraulički stepen korisnosti ηh 0.42
ηh := 1 −
⎛ log⎛ 1000⋅ d 0r⋅ m− 1⎞ − 0.172 ⎞ ⎝ ⎝ ⎠ ⎠
2
ηh = 0.9
2.2.5. Stepen korisnosti koji obuhvata trenje diskova ηmi 1
ηmi := 1+
61.55 n sq
ηmi = 0.9
2
2.2.5. Mehanički stepen korisnosti ηme Mehanički stepen korisnosti ηme obuhvata gubitke u ležištima i zaptivačima pumpe. Obično je ηme = 0.96 - 0.98 ηme := 0.98 2.2.6. Stepen korisnosti pumpe η η := ηh⋅ ηq⋅ ηmi⋅ ηme
η = 0.77
Uobičajene vrednosti stepena korisnosti su: - za srednje pumpe, po kvalitetu i dimenzijama η = 0,7 - 0,8; - za pumpe male po dimenzijama η = 0,6 - 0,75; - za velike, kvalitetne pumpe η = 0,75 - 0,85.
2.3. Snaga na vratilu pumpe P P :=
ρ⋅ g ⋅ H⋅ Q η
P = 14.13 ⋅ kW
2.4. Računska snaga na vratilu pumpe Pr Vrednost koeficijenta K P se određuje na osnovu snage na vratilu pumpe: - K P = 1,03 - 1,05 za P <= 50 kW (vecoj snazi P odgovara manji koeficijent K P i obrnuto); - K P= 1,03 za P > 50 kW. KP := 1.05 Pr := KP ⋅ P
Pr = 14.84 ⋅ kW
2.5. Računski moment na vratilu pumpe Mr M r :=
Pr
M r = 147.599 ⋅ N⋅ m
2π⋅ n
2.6. Izbor pogonskog elektromotora Pogonski elektromotor se bira iz proizvođackog kataloga, na osnovu računske snage P r, računskog momenta M r i brzine obrtanja n. Treba birati prvu veću snagu i obrtni moment u katalogu. Ukoliko se pripadajuća brzina obrtanja razlikuje od pretpostavljene za više od 5%, proračun treba ponoviti za novo n! Odabran je ektromotor SEVER 1.ZK 200 Lk-6
2.7. Prečnik vratila pumpe d vr Vratilo pumpe je opterećeno na uvijanje. Prečnik vratila zavisi od materijala koji će se upotrebiti za njegovu izradu. Dozvoljeni napon pri uvijanju za čelike za vratila se obično kreće u granicama τdoz = (12 - 20) MPa. 6
τdoz := 14⋅ 10 Pa 3
d vr :=
16⋅ M r
d vr = 37.726⋅ mm
π⋅ τdoz
Zaokružujemo na lep ceo broj:
d vr := 40⋅ mm
2.8. Prečnik glavčine radnog kola dgl Prečnik glavčine se obično uzima da je
dgl = (1.1 - 1.4)d vr
d gl := 48⋅ mm
2.9. Spoljašnji i unutrašnji prečnici usisnog grla radnog kola d0i i d0e Pri određivanju unutrašnjeg i spoljašnjeg prečnika usisnog grla razlikujemo dva slučaja: - radno kolo je na konzoli (male i srednje jednostepene pumpe) d0i = 0;
d0e = d0r
- vratilo prolazi kroz radno kolo (višestepene, dvostrujne i velike jednostepene pumpe d0i = dgl;
d0e = (d0r2 + d0i2 )0.5
d 0i := 0 ⋅ mm d 0e := d 0r
d 0e = 173 ⋅ mm
2.10. Prečnik radnog kola na ulazu d1 Kod pumpi male brzohodosti, ulazna ivica lopatica je paralelna sa osom, ili blago nagnuta ka njoj. Lopatice takvih kola su celom dužinom cilindrične. Sa povećanjem brzohodosti, ulazna ivica se sve vise spusta u usisno grlo kola, tj. precnik d 1 se smanjuje, a lopatice u ulaznom delu postaju vitopere. Obično je d 1 = (1 - 0.8) d0e d 1 := d 0e
d 1 = 173 ⋅ mm
2.11. Eksterni prečnik radnog kola na ulazu d1e Obicno je d1e = (1.0 - 1.1) d0e d 1e := 1.028d 0e
d 1e = 177.8 ⋅ mm
2.12. Obimska brzina na ulazu u radno kolo u1 u 1 := π⋅ d 1⋅ n
u 1 = 8.7⋅
m s
2.13. Brzina strujanja u usisnom grlu radnog kola c0 c0 :=
4 ⋅ Qk
c0 = 2.44⋅
2
π⋅ d 0e
m s
Brzina u usisnom grlu treba da se kreće u granicama c 0 =1.5 - 5 m/s
2.14. Meridijanska brzina ispred ulaza u radno kolo cm1 Meridijansku (protočnu) komponentu brzine treba blago ubrzati u usisnom grlu radnog kola, jer se na taj način polje brzina homogenizuje, granični sloj se stanjuje, a gabariti pumpe se smanjuju. Obično se uzima da je K m1 = (1.05 - 1.1). Međutim, u slučaju radnih kola sa vitoperim lopatica se obicno uzima da je Km1 = 1, tj. da je c m1 = c0 . Km1 := 1.09 cm1 := Km1⋅ c0
cm1 = 2.66⋅
m s
2.15. Širina radnog kola na ulazu b1 b 1 :=
Qk
b 1 = 39.7⋅ mm
π⋅ d 1⋅ cm1
2.16. Debljina lopatica δ Debljina lopatica zavisi od materijala od kojeg ce biti izrađeno radno kolo, veličine radnog kola i opterećenja kola (obimske brzine). Tačan proračun čvrstoće lopatica moguće je izvesti tek nakon što se sracunaju osnovne geometrijske veličine kola. U prethodnom proračunu se obicno uzima da je δ = (3 - 11) mm. δ := 3 ⋅ mm
2.17. Broj lopatica radnog kola z Ne postoji način za određivanje optimalnog broja lopatica radnog kola. Teorijski, veći broj lopatica znači manje zanošenje fluidne struje na izlazu iz kola, ali i veće strujne gubitke usled trenja u kolu. Veći broj lopatica znači i manji ugao difuzornosti lopaticnog kanala čime se smanjuje opasnost od pojave odlepljivanja fluidne struje u lopaticnom kanalu. Broj lopatica može zavisiti i od namene pumpe. Tako npr., u slučaju specijalnih pumpi za transport čvrstih materija (pesak, šljunak itd.) broj lopatica može biti i vrlo mali (z = 1 - 3). Za većinu centrifugalnih pumpi opšte namene je z = 5 - 11. Postoji više obrazaca koji se mogu iskoristiti za određivanje broja lopatica (vidi tačku 2.27). U prethodnom proračunu treba se držati sledećih preporuka: - nsq < 40
z=5-8
- nsq > 40
z=6-7
z := 7
2.18. Lopatični ugao na ulazu u radno kolo β1l β1l :=
β1l ←
π 6
Δ←1 while Δ > 0.0001 K1 ← 1 −
z⋅ δ
π⋅ d 1⋅ sin( β1l)
⎛ cm1 ⎞ ⎟ ⎝ K1⋅ u1 ⎠
β ← atan⎜
Δ ← β − β1l β1l ← β
β1l = 19.2⋅ deg
Lopatični ugao na ulazu β1l treba, u slučaju centrifugalnih pumpi, da bude nešto veći od ovako dobijenog ugla bezudarnog ulaza fluidne struje u radno kolo . Time se dobija nešto manja relativna brzina na ulazu u radno kolo što, kako pokazuju eksperimenti, dovodi do izvesnog poboljsanja kavitacijskih i energetskih karakteristika pumpe. Veličina napadnog ugla Δβ1 zavisi pre svega od brzohodosti: Δβ1 = 3 - 8 za nsq < 25; Δβ1 = 2 - 5 za 25 < n sq < 33 i Δβ1 < 2 za nsq > 33. Lopatični ugao treba da bude u granicama β1l = 18 - 25 (30) β1l := 22⋅ deg
2.19. Koeficijent zakrčenosti na ulazu u radno kolo K1 K1 := 1 −
z⋅ δ
π⋅ d 1⋅ sin( β1l)
K1 = 0.9
2.20. Trouglovi brzina ispred i nakon ulaska u radno kolo - relativni strujni ugao:
⎛ cm1 ⎞ ⎟ ⎝ u1 ⎠
β1 := atan⎜
β1 = 17⋅ deg
cm1l := - apsolutne brzine:
- relativne brzine:
cm1
c1 = 2.66⋅
c1l := cm1l
cm1l = 2.97⋅
2
ηh
2
w1 :=
u 1 + c1
w1l :=
u 1 + c1l
2
Hkh = 22.18 m
w1 = 9.1⋅ 2
m s
m
c1 := cm1
2.21. Hidraulički napor kola Hkh H
s
cm1l = 2.97⋅
K1
Trouglovi brzina su prikazani na slici 1.
Hkh :=
m
cm1 = 2.66⋅
- meridijanske brzine:
s m s
m s
w1l = 9.19⋅
m s
2.22. Značica hidraulickog napora kola Ψkh Značica hidraulickog napora kola se na osnovu statističkih podataka može odrediti iz izraza: Ψkh = (2.65 - 2.8)nsq -0.28 Ψ kh := 2.8⋅ n sq
− 0.28
Ψ kh = 1.151
2.23. Prečnik radnog kola na izlazu d 2 (zaokruzuje se na ceo milimetar)
⎛ 1
d 2 := round ⎜
⎝ π⋅ n
⋅
2 ⋅ g ⋅ Hkh Ψ kh
⋅
⎞ ⎟ ⋅ mm mm ⎠ 1
d 2 = 387 ⋅ mm
2.24. Obimska brzina na izlazu iz radnog kola u2 u 2 := π d 2⋅ n
u 2 = 19.45 ⋅
m s
2.25. Širina radnog kola na izlazu b2 (zaokruzuje se na ceo milimetar) 4 ⎡ ⎤⎥ ⎢ 3 ⎢ ⎛ 3.65⋅ n sq ⎞ 1 ⎥ b 2 := round ⎢0.07⋅ d 2⋅ ⎜ ⎟ ⋅ ⎥ ⋅ mm ⎣ ⎝ 100 ⎠ mm⎦
b 2 = 23⋅ mm
2.26. Lopatični ugao na izlazu iz radnog kola β2l Lopatični ugao β2l se određuje na osnovu Ojlerove jednačine za turbomašine iterativnim postupkom u kojem se vrši niz uzastopnih sračunavanja ugla β2l, koeficijenta zakrčenja na izlazu iz radnog kola K 2 i stepena zanošenja fluidne struje ε = 1/(1+p) Kε := 0.65 β2l :=
β2l ←
π 6
Δ←1 while Δ > 0.0001 K2 ← 1 − p←
ε←
z⋅ δ
π⋅ d 2⋅ sin( β2l)
2 ⋅ ( Kε + 0.65⋅ sin( β2l) ) z
⋅
1
⎛ d1 ⎞ 1−⎜ ⎟ ⎝ d2 ⎠
2
1 1+p
⎛ Qk 1 ⎞⎟ ⋅ g ⋅ Hkh ⎟ ⎜ K2 π⋅ d 2⋅ b 2 u2 − ⎜ ε ⋅ u 2 ⎟⎠ ⎝
β ← atan⎜
Δ ← β − β2l β2l ← β
β2l = 25.1⋅ deg
Lopatični ugao na izlazu iz radnog kola β2l je jedna od najvažnijih geometrijskih veličina radnog kola od koje direktno zavisi hidraulički napor H kh i teorijski stepen reakcije kola TSR. Povećanjem ugla β2l povećava se hidraulički napor kola, ali se istovremeno smanjuje udeo potencijalne energije u ukupnom naporu (smanjuje se teorijski stepen reakcije), odnosno, povećava se udeo kinetičke energije sto povećava hidrauličke gubitke u nepokretnim delovima pumpe iza kola, tj. smanjuje se ukupan stepen korisnosti mašine. B. Ristic daje sledeće preporuke za veličinu ugla β2l u zavisnosti od specifične brzine obrtanja:
2.27. Optimalni broj lopatica radnog kola z zopt := 6.5⋅
d2 + d1 d2 − d1
⎛ β1l + β2l ⎞ ⎟ ⎝ 2 ⎠
⋅ sin⎜
zopt = 7
Ukoliko se ovako dobijeni broj lopatica razlikuje od onog pretpostavljenog u tački 2.17, treba usvojiti novi broj lopatica i ponoviti proračun od tačke 2.17!
2.28. Koeficijent zanošenja fluidne struje ε p :=
ε :=
2 ⋅ ( Kε + 0.65⋅ sin( β2l) ) z
1
⋅
1
⎛ d1 ⎞ 1−⎜ ⎟ ⎝ d2 ⎠
2
ε = 0.752
1+p
2.29. Koeficijent zakrčenosti na izlazu iz radnog kola K2 K2 := 1 −
z⋅ δ
π⋅ d 2⋅ sin( β2l)
K2 = 0.959
2.30. Trouglovi brzina na izlazu iz radnog kola - meridijanske brzine:
cm2 := cm2l :=
Qk
m
cm2 = 2.05⋅
π ⋅ d 2⋅ b 2 cm2
s m
cm2l = 2.14⋅
K2
s
(Odnos meridijanskih brzina na ulazu i izlazu iz radnog kola) cm1 cm2
= 1.297
(Pri prolasku kroz radno kolo, fluidna struja treba da se uspori tako da bude c m1/cm2 = 1 - 1.3, jer se na taj način smanjuje udeo kinetičke energije u naporu pumpe, odnosno povecava se teorijski stepen reakcije kola TSR. Usporenje fluidne struje ipak ne treba da prelazi 30% zbog opasnosti od odlepljivanja fluidne struje sa površina lopatica. Ukoliko ovaj odnos ipak prelazi 1.3, treba se vratiti na tačke 2.14, odnosno 2.25 proračuna)
- obimske komponente apsolutne brzine:
cm2l
cu2l := u 2 −
tan( β2l)
cu2 := ε ⋅ cu2l - apsolutne brzine:
2
cu2 = 11.19 ⋅ 2
c2 :=
cm2 + cu2
c2l :=
cm2l + cu2l
2
c2 = 11.37 ⋅ 2
m
cu2l = 14.89 ⋅
s
m s
m
c2l = 15.04 ⋅
s m s
- relativne brzine:
w2 :=
cm2 + ( u 2 − cu2)
w2l :=
cm2l + ( u 2 − cu2l)
2
2
2
⎛
- relativni strujni ugao:
β2 := atan⎜
- apsolutni uglovi:
α2 := atan⎜
cm2
w2 = 8.52⋅ 2
⎞ ⎟
m
w2l = 5.04⋅
s m s
β2 = 14⋅ deg
⎝ u2 − cu2 ⎠
⎛ cm2 ⎞ ⎟ ⎝ cu2 ⎠ ⎛ cm2l ⎞ α2l := atan⎜ ⎟ ⎝ cu2l ⎠
α2 = 10.4⋅ deg α2l = 8.2⋅ deg
Trouglovi brzina su prikazani na slici 1.
3. Profilisanje meridijanskog preseka radnog kola 3.1. Profilisanje zadnjeg i prednjeg diska radnog kola Meridijanski presek radnog kola se profiliše na osnovu vec izrađenih pumpi slične namene, koje imaju dobar stepen korisnosti. Najpre se profiliše zadnji disk. Zatim se i nterval prečnika r1 do r2 izdeli na npr. 10 delova i za svaki prečnik se sračuna širina kola tako da se ostvari, recimo linearna promena meridijanske brzine kroz radno kolo. Nakon toga se nacrtaju odgovarajući krugovi i prednji disk se dobija kao što je to prikazano na slici 2. i := 0 .. 10
r := i
d1 2
+ i⋅
86.5
2 ⋅ 10
cm := cm1 + i⋅
2.66
39.7
97.2
2.6
36.1
2.54
33.3
118.6
2.48
31.1
140
2.42
⋅ mm cm =
2.36
⋅
cm2 − cm1
i
107.9 129.3
r=
d2 − d1
m s
10
b := i
Qk 2 ⋅ π⋅ r ⋅ c m
29.2
b=
27.7
150.7
2.3
161.4
2.24
25.3
172.1
2.18
24.4
182.8
2.12
23.6
193.5
2.05
23
⋅ mm
26.4
3.2. Prečnik otvora za umanjenje aksijalne sile Prečnik otvora za umanjenje aksijalne sile se određuje konstruktivno, zavisno od veličine radnog kola. d := 3 ⋅ mm
3.3. Prečnik kruga na kojem se nalaze otvori za umanjenje aksijalne sile Određuje se konstruktivno. D := 41⋅ mm
3.4. Broj otvora za umanjenje aksijalne sile Obično je 3 - 8, zavisno od veličine radnog kola. n otv := 4
i
i
4. Profilisanje radijalnog preseka radnog kola (konstruisanje lopatica metodom jednog kružnog luka)
4.1. Poluprečnik skeletnica lopatica RL 2
RL :=
d2 − d1
2
RL = 157.7 ⋅ mm
4 ( d 2⋅ cos( β2l) − d 1⋅ cos( β1l) )
4.2. Poluprečnik kruga na kojem se nalaze centri skeletnica R0 R0 :=
2
RL +
d2 4
2
− RL⋅ d 2⋅ cos( β2l)
R0 = 84⋅ mm
4.3. Ugaoni korak lopatica Δϕ Δφ :=
360 ⋅ deg
Δφ = 51.429⋅ deg
z
Radijalni presek radnog kola je prikazan na slici 3.
5. Proracun spirale pumpe Primarni zadatak spirale pumpe je da pokupi fluid koji izlazi po čitavom obimu radnog kola. Sekundarni zadatak spirale je da uspori fluidnu struju i na taj način poveća udeo potencijalnog dela napora u ukupnom naporu pumpe. Ovde je odabran kružni poprečni presek spirale, pre svega zbog njegove jednostavnosti. Ispred spirale, u slucaju jednostepenih pumpe, obično se nalazi bezlopatični difuzor. Osnovni geometrijski parametri bezlopatičnog difuzora se usvajaju na osnovu sledećih preporuka: b3 = b2 + (0.02 - 0.05)d2 ;
b4 = b3
r3 = (1.02 - 1.05)d2 /2;
r4 = (1 - 1.4)r3
b 3 := 35⋅ mm
b 4 := b 3
r3 := 200 ⋅ mm
r4 := 240 ⋅ mm
Na osnovu ovako dobijenog ulaznog preseka spirale (r 4 , b4 ), crta se desetak proizvoljnih krugova (slika 4) i zapisuju se vrednosti njihovih poluprečnika r s i poluprečnika vrha spirale r ϕ. rs :=
43.79 25.68 18.56 17.5 17.88 21.44 24.75 33.72 38.08 45.73 57.44
rφ :=
243.65 246.88 252.38 257.5 261.52 273.82 282.25 302.54 311.91 327.99 352.14
rφ := rφ⋅ mm rs := rs⋅ mm
Zatim je potrebno odrediti ugaoni položaj ϕi svakog proizvoljnog preseka spirale (r si, r ϕi) pod pretpostavkom vihornog strujanja unutar spirale, tj. rc u = const. 5
i := 0 .. length ( rs) − 1
9.6 18.1
rφ
⌠ 2π⋅ d 2⋅ cu2 ⎮ ⋅⎮ φ := i ⎮ Q ⌡r
(r )
i
s
i
2
(
− ⎡r − rφ − rs
⎣
i
i
)⎤⎦
27.3 2
35.5
φ=
dr
r
67.2
⋅ deg
94.7
4
180.3 228.6 323.9 494.4
Na ovaj način su određene funkcionalne zavisnosti r s(ϕ) i rϕ(ϕ) prikazane na narednim dijagramima. Preostaje jos jedino da se odrede vrednosti poluprečnika vrha spirale R ϕ i poluprečnika spirale R s za karakteristične ugaone položaje kako bi se mogla iscrtati linija spirale. Izgled spirale je prikazan na slici 5. 60
400
50
rs mm
350
40
rφ
30
250
20 10
300
mm
0
100
200 φ⋅
300
400
200
500
0
100
200
180
φ⋅
π
300 180 π
j := 0 .. 12 Φ := 0 ⋅ deg + j ⋅ 30⋅ deg j
Φ=
(
RΦ := linterp φ , rφ , Φ j
j
)
(
Rs := linterp φ , rs , Φ j
0
240.1
63.6
30
258.8
17.6
60
271
20.6
90
280.8
24.2
120
288.2
27.4
150
295.4
30.5
180
⋅ deg
RΦ =
302.5
⋅ mm
Rs =
33.7
210
308.3
36.4
240
313.8
39
270
318.9
41.4
300
324
43.8
330
328.9
46.2
360
333.1
48.2
⋅ mm
j
)
400
500
6. Proračun usisnog konfuzora pumpe 6.1. Porast pritiska u kolu Δp := ρ⋅ g ⋅ H
Δp = 2 ⋅ bar
Usisna prirubnica se bira iz standarda za cevne prirubnice EN 1092-2 na osnovu nazivnog pritiska PN (tj. Δp). Nazivni prečnik DN = d I treba da bude prvi veći prečnik od eksternog prečnika usisnog grla d0e, tako da brzina u ulaznom preseku pumpe bude (15 - 30)% manja od brzine u usisnom grlu kola c 0 . d I := 200 ⋅ mm Usvojena prirubnica: DN 80 PN 10 EN 1092-2
6.2. Dužina usisnog konfuzora Konstruktivno Lk := 100 ⋅ mm
7. Proračun izlaznog difuzora pumpe 7.1. Ulazni prečnik difuzora d e d e := 2 ⋅ Rs
12
d e = 96.4⋅ mm
7.2. Izlazni prečnik difuzora dII Izlazni prečnik difuzora d II treba da je isti, ili prvi manji prečnik u odnosu na ulazni prečnik konfuzora dI. d II := 150 ⋅ mm Usvojena prirubnica: DN 65 PN 10 EN 1092-2
7.3. Dužina difuzora Ld Osnovna namena difuzora je da uspori fluidnu struju do izlaza iz pumpe kako bi se povećao udeo potencijalne energije u ukupnom naporu pumpe. Zbog opasnosti od pojave odlepljivanja fluidne struje, ugao širenja difuzora je ipak ograničen i kreće se u granicama Θ = 8 - 12o . Θ := 11⋅ deg Ld :=
d II − d e Θ 2 ⋅ tan⎛⎜ ⎞⎟ ⎝2⎠
Ld = 278 ⋅ mm
Konačan izgled spirale i difuzora je prikazan na slici 5. Ukoliko izlazni presek difuzora jako štrči izvan gabarita pumpe, potrebno je povećati izlazni prečnik r 4 bezlopatičnog difuzora (tačka 5) i ponovo izvršiti proračun spirale i izlaznog difuzora!
