Компенсатор

давления

P₁=var

h_ВС =var

1

2

3

4

Рис. 17.2.

1-уменьшением давления на входе в насос путем дросселирования всасывающего трубопровода,

2-то же самое за счет изменения высоты всасывания,

3-увеличением давления насыщения Ps(Т) подогревом перекачиваемой жидкости с помощью теплообменника, либо за счет потребляемой насосом мощности,

4-моделированием реальных условий работы ЦН, например, испытаниями ЦН в замкнутом контуре с компенсатором давления.

При кавитационных испытаниях ЦН используется такое же приборное оснащение как и при снятии энергетических характеристик. Результаты испытаний являются паспортными данными насоса. Вместе с графиками Н(Q), N(Q), η(Q) результаты испытаний на кавитацию (обычно в виде величины допустимой высоты всасывания [h_ВС]) являются паспортными данными насоса также как и его виброакустические характеристики.

Причинами шума и вибрации, сопровождающими работу ЦН, служат:

-вихревые процессы в жидкости при ее течении в проточной части,

-кавитация,

-динамическая и статическая неуравновешенность ротора,

-наличие радиальных и осевых сил,

-соединительная муфта при ее расцентровке и дисбалансе,

-магнитные шумы и вибрации электродвигателя, его шарикоподшипники и вентилятор.

Эти источники могут создавать шум в звуковом диапазоне частот от 20 до 20.10³ Гц с уровнем звуковой мощности до 90 дБ. Обычно наибольший уровень шума центробежного насоса связан с периодическим натеканием жидкости на «язык» улитки спирального отвода. При этом генерируется «лопаточная» частота колебаний:

f_Л = nz /60,

где n –число оборотов в минуту, а z-количество лопастей РК.

Системой стандартов (ГОСТ 12.1,024-81 и др.) предусматриваются различные методы измерения шумовых характеристик, включающие шумомеры и анализаторы спектра.

Для измерений осевых и радиальных усилий подшипниковые опоры роторов оснащают тензометрами.

18.Вопросы прочности центробежных насосов.

Рассмотрим напряженное состояние вала насоса типа Д (с двусторонним входом в РК), ротор которого 1 под действием крутящего момента М_КР вращается с угловой скоростью ω в выносных подшипниковых опорах 2. Передача мощности N от

двигателя 3 осуществляется через муфту 4. Основные размеры ротора приведены на рис. 18.1 а, энергетическая характеристика насоса на рис. 18.1 б. В диапазоне подач 0<Q < Q_НОМ≈ Q_опт приближенно можно считать величину напора Н(Q)≈ Н_НОМ ≈const, а мощность увеличивающейся по линейному закону с ростом подачи:

N(Q)≈ N_ХХ + (N_НОМ- N_ХХ) Q /Q_НОМ. (18.1)

Это соответствует зависимости крутящего момента от подачи:

М_КР(Q)= N_ХХ / ω + (N_НОМ- N_ХХ) Q / ω Q_НОМ. (18.2)

Кроме этого, при работе насоса вал испытывает момент изгиба М_КР(Q) от радиальной силы, которая также зависит от Q (для спирального отвода с однозаходной улиткой, см. 10.1):

F_r= к [1- (Q /Q_опт)²] D₂ b₂ Н g ρ. (18.3)

М(Q)= 0,5 L F_r= 0,5 L к [1- (Q /Q_опт)²] D₂ b₂ Н_НОМ g ρ. (18.4)

Для круглого вала с моментами сопротивления изгибу -W=0,1 d³ и кручению -W_КР=0,2 d³ расчетные величины касательных τ и изгибных σ напряжений равны:

b₂

Н

N

1

2

4

D₂

Н_НОМ

N_НОМ

d

2

ω

M_КР

Рис. 18.1.

N_ХХ

Q

F_r

L

Q_НОМ

а

б

3

τ(Q) = М_КР(Q)/ W_КР = N_ХХ /0,2 d³ ω + (N_НОМ- N_ХХ) Q /0,2 d³ ω Q_НОМ, (18.5)

σ(Q) = М(Q)/ W=0,5 L к [1- (Q /Q_опт)²] D₂ b₂ Н_НОМ g ρ /0,1 d³. (18.6)

Эквивалентное напряжение по теории наибольших касательных напряжений σ_ЭКВ(Q) также зависит от подачи:

σ_ЭКВ(Q) = [σ²(Q) + 4 τ²(Q) ]^0,5 . (18.7)

Различное поведение функций 18.5 и 18.6 при изменении относительной подачи дает основания определения экстремумов функции 18.7 для конкретных насосных агрегатов. Обычно в качестве опасного с точки зрения прочности вала служит режим Q → 0, что подтверждается опытом эксплуатации сетевых насосов при глубоком регулировании подачи.

Разработка насосов включает в себя прочностные расчеты вала с учетом динамических нагрузок от дисбаланса ротора, расчеты напряжений в РК и определение необходимых толщин корпусов. Отдельно выполняются расчеты разъемов, фланцевых соединений и крепежных деталей.

Приложение

Расчет проточной части и компоновка ГЦНПК.

Наличие теоретических и эмпирических соотношений между параметрами насоса в сочетании с накопленными практикой рекомендациями дают принципиальную возможность иметь замкнутую систему уравнений, описывающую проектируемый агрегат. Решение системы позволяет получить основные размеры и показатели действия насоса и оптимизировать его характеристики путем вариантных расчетов.

Для курсового проектирования достаточно определения основных размеров узлов насоса на уровне инженерных расчетов и оценок.

Методика расчета проточной части насосов с центробежным рабочим колесом приведена в руководствах [1,7]. Пример расчета центробежного насоса для перекачки жидкого натрия представлен в [9].

Конструктивные схемы герметичных ГЦНПК подробно описаны в [2, 4, 5]. Там же разобраны системы охлаждения, газоудаления и устройство статоров с обмотками, гермовводами и изолирующей перегородкой. Описаны конструктивное исполнение роторов и гидродинамических подшипников скольжения. Даны рекомендации по выбору материалов.

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА

В качестве исходных данных при выполнении курсового проекта служат:

1.1.Заданная к курсовой работе по дисциплине «Тепловые схемы ПТУ» величина мощности главной турбины - N_E.

1.2. Принятые по согласованию с руководителем:

- КПД ЯЭУ –η_ЭУ,

- число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n_П,

- потребный напор ГЦНПК –Н,

- давление и температура воды на входе в насос – P, T,

-разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – ΔT,

-угловая скорость вращения вала насоса – n, об/мин;

-величина действующих перегрузок –3,0g.

1.3. Конструктивная схема насоса, материалы корпуса и подшипниковых опор.

2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА

2.1. Конструкция рабочего колеса насоса в значительной степени определяется коэффициентом быстроходности , который рассчитывается для одноступенчатого и однопроточного насоса по формуле:

n_S=3,65 n Q^1/2/ Н^3/4 (2.1)

2.2. Величина подачи ГЦНПК Q определяется по заданным исходным данным:

Q = N_E / η_ЭУ n_П ΔT С_Р ρ, (2.2)

где С_Р и ρ -теплоемкость и плотность воды при заданных P, T.

2.3. В зависимости от величины n_S рабочие колеса центробежных насосов условно разделяют на 4 типа (рис. 8.1). Зная величину коэффициента быстроходности, можно судить о форме меридианного (вдоль оси вала) сечения колеса , а также приближенно определить значения КПД и коэффициентов , которыми приходится задаваться в процессе расчета. В тихоходных колесах (n_S = 40 - 80) входная кромка лопасти обычно расположена по отношению к оси вращения на цилиндрической поверхности , сама лопасть имеет криволинейную цилиндрическую форму , а струйки тока жидкости движутся в одинаковых условиях. В нормальных и быстроходных колесах центробежных насосов , которыми часто снабжаются ГЦНПК, входные кромки лопастей выходят в зону поворота потока от осевого направления к радиальному.

3. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.

3.1.Расход жидкости через рабочее колесо больше, чем через насос на величину протечек, что учитывается объемным к.п.д. насоса - ηо. Теоретические соображения в сочетании с накопленным опытом позволяют ориентировочно оценить ηо в зависимости от размеров колеса и коэффициента быстроходности. Для предварительных расчетов ηо можно принимать равным 0,95, или использовать

зависимость, дающую удовлетворительное согласие с данными испытаний:

ηо = 1/(1+0,68/n_s^2/3), (3.1)

Таким образом, в качестве расчетного расхода через рабочее колесо – Q¹ можно брать величину:

Q¹ = Q (1+0,68/n_s^2/3) ≈ Q/0,95. (3.2)

3.2. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D_0ПР = (D²₀ – d²_ВТ) с учетом величины диаметра втулки d_ВТ (см. рис. 3.1) рекомендуется определять по формуле:

D_0ПР = (4,25 – 5,7) (Q¹ / n)^1/3 , (3.3)

3.3. Диаметр втулки - d_ВТ находится конструктивно через диаметр вала d_В с учетом размещения шпонки или других креплений Р на валу : d_ВТ = 1,2 d_В. Диаметр вала определяется расчетом прочности на кручение:

d_В = (М_КР/ 0,2 τ_ДОП)^1/3 (3.4)

Крутящий момент вычисляется по мощности насоса Nв, которую приближенно можно найти , задаваясь полным КПД насоса: η = ηг ηоб ηмех и расчетной величиной полезной мощности Nпол = ρ Q g Н (см. 6.3 , 6.7):

Nв = ρ Q g Н /ηг ηоб ηмех = ρ Q g Н η. (3.5)

В первом приближении - η = ηг ηоб ηмех = 0,9 . 0,95 . 0,9 = 0,77 и расчетный крутящий момент на валу ГЦНПК определяется соотношением:

М_КР = ρ Q g Н η / ω = 30 ρ Q g Н η/π n. (3.6)

Зависящее от материала вала и его геометрии допускаемое напряжение сдвига τ_ДОП можно принять равным τ_ДОП =150 МПа.

3.4. Расчетное значение входного диаметра:

D₀ = (D²_0ПР + d²_ВТ)^1/2. (3.7)

3.5. Расположение входной кромки лопастей зависит от требуемых кавитационных свойств насоса и соотношения диаметров D₀ и D₂ (см. рис. 8.1). При малой разнице между D₀ и D₂ входную кромку (ее середину) следует располагать на диаметрах D₁<D₀ . При этом лопасть приобретает форму двояковыпуклой поверхности и называется лопастью двойной кривизны.

Такая форма лопасти позволяет ей стыковаться с боковыми стенками почти перпендикулярно , затрудняя тем самым образование “мертвых” зон во внутренних

каналах колеса. При большой разнице между наружным диаметром колеса D₂ и D₀ входные кромки лопастей располагают на диаметре D₁, близком к D₀. Это характерно для тихоходных и нормальных колес, т.е. при n_S = 40 - 150.

3.6. Выбор диаметра D₁ позволяет построить параллелограмм скоростей на входе в колесо насоса (рис.3.1 и 3.2). Для этого следует задаться меридианной составляющей абсолютной скорости на входе в межлопаточный канал без учета толщины лопаток – С_М0.

Наличие вихревых отрывных зон и неравномерность поля скоростей в зоне поворота на входе в РК затрудняют точный расчет С_М0. Условно можно принять равенство С_М0 абсолютной скорости на входе в колесо - С₀, величина которой:

С₀= 4 Q¹/ π (D²₀ – d²_ВТ) (3.8)

для колеса с односторонним входом не должна превышать 10 м/с.

Увеличение меридианной скорости на входе в МЛП учитывается введением коэффициента стеснения К₁ = 1,05 – 1,2, что дает величину:

С₁r =С₁ = С_М1 = К₁ . С_М0. (3.9)

3.7. Ввиду отсутствия закрутки потока на входе в колесо построение треугольника скоростей проводится в предположении равенства нулю окружной составляющей абсолютной скорости на входе в колесо С₁u.

Окружная скорость колеса на диаметре D₁:

U₁ = D₁ π n/60 (3.10)

3.8. Угол входа потока на лопасти, т.е. угол между направлением относительной скорости W₁ и направлением обратной окружной скорости U₁, находится из условия безударного входа потока в МЛП:

tg β_1БУ= С₁/ U₁. (3.11)

Определенную таким образом величину β_1БУ следует увеличить на положительный угол атаки 5<i <12⁰ , чтобы получить расчетное значение лопастного угла β_1Л (индекс л в дальнейшем опущен).

Малые углы β_1Л = β₁ приводят к неблагоприятной длинной и узкой форме межлопастных каналов и большому загромождению входного сечения. Величина угла β₁ у хорошо спроектированных РК находится в пределах 10- 35º.

3.9. Ширина каналов МЛП на входе в РК определяется геометрией входного сечения и Q¹:

b₁ = Q¹ / π D₁ С₁ . (3.12)

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

4.1. Для определения наружного диаметра колеса D₂ при заданной угловой скорости вращения ω = π n/30 используется уравнение Эйлера

Н_РК,т.∞.= U₂ С₂u / g= D₂ . ω . С₂u/ g, (4.1)

где проекция абсолютной скорости С₂u=U₂ - С₂r Ctg β₂ . (4.2)

Подстановка 4.2 в 4.1

gН_РК,т.∞.= U²₂ - U₂ С₂r Ctg β₂ (4.3)

и решение 4.3 относительно U₂ дает расчетное соотношение для U₂ и D₂:

U₂ = 0,5С₂r Ctg β₂ + [(0,5С₂r Ctg β₂)² + gН_РК,т.∞.]^1/2 (4.4)

D₂ = 60 U₂ / π n. (4.5)

4.2. Чтобы воспользоваться 4.5 при заданном потребном напоре ГЦНПК –Н,

необходимо:

• используя понятие гидравлического КПД насоса ηг, учесть гидравлические потери напора в насосе , а также влияние конечного числа лопастей РК.

• определиться с величинами β₂ и С₂r.

4.2.1. Величину ηг можно оценить по эмпирической зависимости, называемой формулой Ломакина:

ηг= 1 – 0,42 (lg 1000D_{0ПР –} 0,172)^-2 .

4.2.2. В первом приближении можно положить: β₂ =β₁ и С₂r = С₁.

4.2.3. С учетом этих допущений расчетная формула для D₂ приобретает вид:

D₂ = 30 . С₁ Ctg β₁ {1 + [1 + gН/ ηг (0,5 . С₁ Ctg β₁)²]^1/2}. (4.6)

4.3. Ширина каналов МЛП на выходе из РК определяется через отношение диаметров D₂ /D₁ = m:

b₂ = b₁ / m . (4.7)

4.4. Число лопастей РК принимают конструктивно или рассчитывают по формуле Пфлейдерера:

Z = 6,5 [(m+1)/( m-1)] Sin 0,5 (β₁ + β₂), (4.8)

подставляя β₂ =β_1.

4.5. Округлив Z до ближайшего целого числа и вычислив по формуле Стодолы поправочный коэффициент:

μ=1-(πU₂ Sinβ₁)/Z С₂u, (4.9)

а также откорректированное значение η¹_Г = μ η_Г , находят уточненную величину D₂.

4.6. Дальнейшее уточнение расчета выполняют задаваясь толщиной лопасти δ≈0,007 м , вычисляют коэффициенты затеснения на входе и выходе из РК, а затем угол β₂ .

5. ПРОФИЛИРОВАНИЕ МЕРИДИАННОГО СЕЧЕНИЯ РАБОЧЕГО

КОЛЕСА И ЛОПАСТЕЙ В ПЛАНЕ

5.1. Профилирование меридианного сечения колеса производится исходя из анализа гидродинамики течения и опыта, накопленного при разработке и доводки насосов. Форма средней линии в известной степени определяется n_S (рис. 8.1). При малых n_S средняя линия перпендикулярна оси вращения и поворот потока осуществляется по небольшому радиусу. С ростом n_S происходит превращение радиального центробежного колеса в диагональное , выражающееся в росте радиуса поворота и отклонении средней линии МЛП от перпендикулярного к оси РК направления.

5.2. В курсовом проекте меридианное сечение по вычисленным D₂, D₁ , b_2, b₁ изображают плавными линиями, руководствуясь изображениями прототипа.

5.3. Точный способ профилирования межлопастного канала проводят в целях обеспечения заданного закона изменения скоростей W и C по длине. Высокий гидравлический КПД показывают при этом каналы, у которых площадь проходного сечения имеет максимум, расположенный между D₁ и D₂ . Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах.

В рамках курсового проектирования достаточно ограничиться приближенным способом профилирования лопаток. При этом способе выдерживаются определенные выше величины углов β₂ =β_1. , а форма очертания лопаток может быть простой: дуга окружности, парабола и т.п. Затем на среднюю линию наращивается толщина профиля δ , законом изменения которой по длине дуги задаются, стремясь к гидравлическому совершенству канала. Профиль цилиндрической лопатки с целью улучшения кавитационных качеств обычно выполняют утолщенным в середине дуги , что перемещает зону профильного разрежения в область более высоких давлений.

Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах.

6. РАСЧЕТ ОТВОДЯЩИХ УСТРОЙСТВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

6.1. Спиральный диффузор является основным типом отводящего устройства, используемого в центробежных насосах. К спиральному отводу обычно присоединяют конический диффузор с углом раскрытия около 10° (рис.9.1). Определение основных размеров такого отвода наиболее просто выполнить исходя из постоянства средней скорости потока C_АСР во всех радиальных сечениях спирали.

6.2. Последовательность расчета:

- принимают C_АСР = 0,7C₂ = 0,7 (С²₂r + С²_2U )^1/2 =[ С²₁ +(gН/U₂)²]^1/2 ,

- рассчитывают площадь выходного сечения спирали F_ВЫХ= Q /C_АСР,

• определяют площадь сечения спирали Fφ на нескольких углах охвата РК φ: F(φ) = φ F_ВЫХ / 360⁰ ,

• по величине Fφ , задаваясь формой поперечного сечения, находят линейные размеры улитки.

6.3. Выходной и текущий радиусы для круглого сечения спирали:

r_ВЫХ = (Q /π C_АСР )^1/2,

r(φ) = (F(φ)/π)^1/2.

6.4. Радиус средней линии спирали:

R_СП = 0,5 D₂ + r_ВЫХ (φ/360)^1/2.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАБАРИТОВ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

7.1. Для компоновки насоса в рамках курсового проектирования достаточно иметь приблизительные оценки размеров основных элементов встроенного асинхронного электродвигателя :

1 – длины пакета железа статора – L_Ж ;

2 – наружного диаметра железа статора – D_СТ ;

3 – диаметра ротора – D_Р ;

4 – длины лобовых частей обмоток статора – L_ЛЧ .

Накопленный опыт проектирования позволяет сделать необходимые оценки величин 1 – 4 по графикам рис.1 в зависимости от мощности асинхронного Nдв, кВт и угловой скорости – n. Размеры даны с учетом потерь встроенного асинхронного электродвигателя, учтенных введением коэффициента потерь на вращение ротора - η_РОТ ≈0,85.

7.2. Мощность насоса рассчитывается по ранее определенным ηг, ηоб и принятом значении механического КПД -ηмех=0,9, а с учетом η_РОТ расчетная формула полезной мощности двигателя – Nдв приобретает вид:

Nдв = Nв /= ρ Q g Н /η_Г η_ОБ η_МЕХ η_РОТ.

1

2

3

n=1500 об/мин

n=3000 об/мин

4

L_Ж , D_Р, D_СТ, L_ЛЧ,

м

0,5

0,4

0,3

0,2

0,1

0 50 100 150 200 250 Nдв, кВт

Рис. 1.

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

8.1. После компоновки ГЦНПК и определения габаритов вращающихся частей выполняют расчет массы ротора – М_Р, кг. Приближенное расчетное соотношение при плотности железа ρ_Ж =7800:

М_Р = 1,2 ρ_Ж L_Ж . π D²_Р /4 = 7350 L_Ж .D²_Р, (9.1)

где коэффициент 1,2 учитывает дополнительную массу пяты и вала , заключенного в подшипники.

8.2. В качестве расчетной нагрузки G обычно принимается усилие перегрузки в 3g , приложенное в центре тяжести ротора:

G= 3g . М_Р. (9.2)

8.3. Подпятник рассчитывается на полную нагрузку, каждый из подшипников – на половинную. Применяемые материалы трущейся пары при водяной смазке:

• втулки подшипника и секторного кольца подпятника – фторопластографит 2П-1000-3П,

• шипа и пяты – хромоникелевый сплав ВЖЛ-2.

8.4. Принятые исходные данные для расчета подшипников:

- допускаемая величина произведения окружной скорости втулки шипа на

удельную нагрузку: [W р_СР] = [ 0,5ω d_П р_СР] = [ π nd_П р_СР/60]< 10⁶ н/м сек,

• рекомендуемое отношение длины подшипника к диаметру шипа l_П /d_П = 2,0,

• отношение внутреннего диаметра вкладыша подпятника d_ВН к диаметру шипа d_ВН = 1,5 d_П.

8.5. Из равенства:

π nd_П р_СР/60 = π n 0,5G / 60 l_П = [ 0,5 d_П ω р_СР] =10⁶

расчетная длина каждого из подшипников:

l_П = π n G /120 . 10⁶ = 2,62. 10^-8 n G (9,3)

Диаметр подшипника:

d_П = 0,5 l_П . (9.4)

8.6. Площадь трущейся поверхности подпятника с наружным диаметром вкладыша d_Н и средним диаметром d_СР = 0,5(d_Н + 1,5 d_П):

f_ПП = π d_СР 0,5(d_Н - 1,5 d_П).

8.7. Выражение для допустимого режима работы трущейся пары подпятника:

[W р_СР]=0,5ω d_СР G/ f_ПП =0,5ω d_СР G/ π d_СР 0,5(d_Н -1,5d_П)=ω G/ π (d_Н-1,5d_П), (9.5)

откуда наружный диаметр вкладыша подпятника d_Н:

d_Н =1,5d_П + ω G/ π . 10⁶ =1,5d_П + n G/ 30 . 10⁶ . (9.6)

8.7. Для подачи водяной смазки в зону трения трущиеся поверхности подшипников и подпятников должны иметь соответственно продольные и радиальные канавки в количестве 6-8 штук сечением 10 – 15 мм².

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ СТЕНКИ КОРПУСА ГЕРМЕТИЧНОГО ГЦНПК

9.1. В расчетной практике расчет толщины стенок δ_СТ цилиндрического сосуда, находящихся под действием внутреннего давления P_РАСЧ = 1,25 Р, производят в соответствии с третьей теорией прочности (теорией наибольших касательных напряжений), которая применяется для пластичных материалов [10] :

δ_СТ = P_РАСЧ D_СТ /(2,0 φ σ_ДОП – P_РАСЧ), (10.1)

где φ и σ_ДОП – коэффициент прочности сварных швов и допускаемое напряжение материала при рабочей температуре Т.

9.2. Для оценочных расчетов можно принять φ =1,0, а величину допускаемого напряжения стали ОХ18Н10Т при температуре Т=300 ⁰С - σ_ДОП = 120 МПа.

ПРИМЕР РАСЧЕТА

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Мощность главной турбины - N_E =40 МВт = 40 . 10⁶ Вт.

КПД ЯЭУ –η_ЭУ =0,25,

Число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n_П=4,

Потребный напор ГЦНПК –Н=50 м,

Давление и температура воды на входе в насос – P=18 МПа, T=300 ⁰С,

Разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – ΔT=30 ⁰С,

Величина действующих перегрузок –3,0g,

Угловая скорость вращения вала насоса – n=1430, об/мин.

Конструктивная схема насоса – центробежный, герметичный, с подшипниками, смазываемыми водой.

2. КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА

2.1. Подача ГЦНПК при теплоемкости С_Р =5656 и плотности ρ =755:

Q = N_E / η_ЭУ n_П ΔT С_Р ρ =30 . 10⁶ /0,25 . 4 . 30 . 5656 . 755 = 0,234 м³/сек.

2.2. Коэффициент быстроходности:

n_S=3,65 n Q^1/2/ Н^3/4 = 3,65 . 1430 . 0,234^1/2 / 50^3/4 = 134.

3. РАЗМЕРЫ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.

3.1. Объемный КПД:

η_ОБ = 1/(1+0,68/n_s^2/3) = 1/(1+0,68/134^2/3) = 0,975.

3.2.Расчетный расход через РК:

Q¹ = Q/0,975 = 0,234/0,975 = 0,24.

3.3. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо:

D_0ПР = 5,0 (Q¹ / n)^1/3 = 5,0 (0,24 / 1430)^1/3 = 0,284,

3.4. Крутящий момент при η = η_Г η_ОБ η_МЕХ = 0,9 . 0,975 . 0,9 =0,78:

М_КР = 30 ρ Q g Н η/π n = 30 . 755 . 0,234 . 9,81 . 50 . 0,78/3,14 . 1430 =

= 30 . 67600/3.14 . 1430 = 451,6 нм .

3.5. Диаметр вала и втулки при τ_ДОП =15,0 МПа:

d_В = (М_КР/ 0,2 τ_ДОП)^1/3 = (451,6/ 0,2 . 15,0.10⁶)^1/3 =0,053 м.

d_ВТ = 1,2 d_В = 1,2 . 0,053 = 0,064 м.

3.6. Расчетное значение входного диаметра:

D₀ = (D²_0ПР + d²_ВТ)^1/2 = (0,284² + 0,064²)^1/2 = 0.291 м.

7. Абсолютная скорость на входе в РК:

С₀= 4 Q¹/ π D²_0ПР = 4 . 0,24 / 3,14 . 0,284² = 3,66 м/сек.

7. Скорость на входе в МЛП при коэффициенте стеснения К₁=1,15:

С₁r = С₁ = К₁ . С₀ = 1,15 . 3,66 = 4,21.

3.9. Окружная скорость колеса на диаметре D₁ = D₀:

U₁ = D₀ π n/60 = 0,291 . 3.14 . 1430 /60 = 21,78.

10. Угол входа потока на лопасти при принятом угле атаки i = 5⁰:

tg β_1БУ= С₁/ U₁ = 4,21/21,78 = 0,193.

β₁ =β_1Л = β_1БУ+ i = 11 + 6 = 17⁰.

10. Ширина каналов МЛП на входе в РК:

b₁ = Q¹ / π D₁ С₁ =0,24 /3.14 . 0,291 . 4,21 = 0,063.

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РК

4.1. Гидравлический КПД РК:

η_Г= 1 – 0,42 (lg 1000D_0ПР – 0,172)^-2 = 1-0,42(lg1000 . 0,284 – 0,172)^-2 = 0,92.

4.2. Окружная скорость при β₂ =β₁ и С₂r = С₁:

U₂ = 0,5 . С₁ Ctg β₁ + [(0,5. С₁ Ctg β₁)² + gН /η_Г ]^1/2 =

= 0,5. 4,21 /tg17⁰ + [(0,5. 4,21 /tg17⁰)² + 9,81 . 50 /0,92 ]^1/2 =

= 7 + [49 + 533 ]^1/2 = 7 + 24,1 = 31,1 м/сек.

3. Наружный диаметр РК:

D₂ = 60 U₂ / π n = 60 . 31,1 /3.14 . 1430= 0,416 м.

Отношение m= D₂ /D₁ = 0,416/ 0,291= 1,43.

4.4. Ширина каналов МЛП на выходе из РК:

b₂ = b₁ / m= 0,063/1,43 = 0,044 .

4.5. Число лопастей РК -Z принимаем конструктивно равным 8, толщину лопасти δ=0,007 м. Полученные значения размеров можно считать приемлемыми для компоновки агрегата.

5. ПРОФИЛЬ И ПЛАН РК

5.1. На рис. 1 представлены параллелограммы скоростей в масштабе М 1: 2 . 10^-3,

а на рис. 2 сечения РК в масштабе 1:10.

С₁= С₁r=4,21

α₂

β₂=17⁰

β₁=17⁰

С₂u

U₂=31,1

С₂

С₂r

W₂

U₁=21,78

W₁

Рис. 1.

b₁ =0,063

d_ВТ=0,064

D₂=0,416

D₁=0,291

D₂

D₁

d_ВТ

Рис. 2.

5.2. Величина абсолютной скорости потока на диаметре D₂ определится из параллелограмма скоростей на выходе и согласно определению напора Н:

С₂ =( С²₂r + С²₂u)^1/2 = [ С²₁ +(gН/U₂)²]^1/2 =[4,2² +(9,8 . 50/31,1)²]^1/2 = 16,32 м/с.

6. СПИРАЛЬНЫЙ ОТВОД НАСОСА

Средняя скорость течения в отводе:

C_АСР = 0,7C₂ = 0,7 16,32 = 11,42м/с.

6.2. Площадь выходного сечения спирали:

F_ВЫХ= Q /C_АСР = 0,234/11,42 = 0,020.

6.3. Выходной радиус для круглого сечения спирали:

r_ВЫХ = (F_ВЫХ /π )^1/2 = (0,020 /3,14 )^1/2 = 0,081.

6.4. Радиус средней линии спирали в выходном сечении:

R_СП = 0,5 D₂ + r_ВЫХ = 0,5 . 0,416 + 0,081 = 0,290 м.

7. ГАБАРИТЫ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

7.2. Мощность насоса при :

Nдв = ρQgН/η_Г η_ОБ η_МЕХ η_РОТ = 755 . 0,234 . 9,81 . 50/0,92 . 0,97 . 0,9 . 0,85 = 127 КВт.

7.3. По графикам рис.1 находим : L_Ж =0,25, D_Р=0,29_, D_СТ=0,50_, L_ЛЧ=0,20.

8. РАЗМЕРЫ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

8.1. Масса ротора:

М_Р = 1,1 . 0,785 . D²_Р . L_Ж 7 800 =6730 . 0,29² . 0,25 = 148 кг.

8.2. Расчетная кратковременная нагрузка G:

G= 3g . М_Р =4 . 9,81 . 148 =31 000 н =4 358 н._.

8.3.Расчетная длина каждого из подшипников:

l_П = 2,62. 10^-8 n G = 2,62. 10^-8 . 1430 . 4358 =0,163 м.

Диаметр подшипника:

d_П = 0,5 l_П = 0,5 . 0,217= 0,082 м.

8.4. Наружный диаметр вкладыша подпятника d_Н:

d_Н =1,5d_П + n G/ 30 . 10⁶ = 1,5 . 0,110 + 1430 . 4358/30 . 10⁶= 0,330 м.

9. ТОЛЩИНА СТЕНКИ КОРПУСА ГЦНПК

9.1. Расчетное давление:

P_РАСЧ = 1,25 Р = 1,25 . 18 =22,5 МПа.

9.2. Толщина стенки корпуса:

δ_СТ = P_РАСЧ D_СТ /(2,0 φ σ_ДОП – P_РАСЧ) = 22,5 . 0,50 /(2,0 . 120 – 22,5) =0,053 м.

Библиографический список

1. Будов В.М. Насосы АЭС: Учеб. пособие для вузов. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 408 с.

2. В.М. Будов, Е.Н.Черномордик. Насосы и газодувные машины АЭС. Учеб. пособие, Горький, изд. ГПИ им. А.А.Жданова, 1982, с.71.

3. А.А.Ломакин. Центробежные и осевые насосы. – М.: машиностроение, 1966,364 с.

4. Ф.М.Митенков, Э.Г.Новинский, В.М.Будов. Главные циркуляционные насосы АЭС. – М.: Энергоатомиздат, 1989, 376 с.

5. Н.М.Синев, П.Л.Удовиченко. Бессальниковые водяные насосы. М.: Атомиздат, 1972, 495 с.

6. О.В.Яременко. Испытания насосов. М.: Машиностроение, 1976, 224 с.

7. В.М.Черкасский. Насосы, вентиляторы, компрессоры. Учебник для теплоэнергетических специальностей вузов.-М.: Энергоатомиздат, 1984.-416 с.

8. Лопастные насосы: Справочник/ под ред. В.А.Зинницкого и В.А.Умнова.-Л.: машиностроение, 1986, 316 с.

9. Расчет основного оборудования ЯЭУ на ЭВМ «Наири» / Учеб. пособие,

Р.М.Лапшин, В.А.Фарафонов, Е.Н.Черномордик. Горький, ГПИ им.

А.А.Жданова, 1976. 92 с.

10. Нормы расчета на прочность элементов реакторов, парогенераторов, сосудов

и трубопроводов атомных электростанций, опытных и исследовательских

ядерных реакторов и установок. М.: Металлургия, 1973, 408 с.

Оглавление

1.Введение.Классификацияциркуляторов……………….…………………………3

2. Основные понятия и определения……………………………………………….7

3. Способ действия и кинематика потока среды в центробежном насосе……….10

4. Динамика потока в рабочем колесе, Уравнение Эйлера……………………….13

5. Действительный напор РК. Теоретическая и действительная характеристики насоса…………………………………………………………………………………..16

6. Мощность и КПД насосной установки…………………………………………...19

7. Подобие центробежных РК. Работа насоса на сеть……………………………..22

8. Коэффициент быстроходности и классификация центробежных насосов…….25

9. Отводы и подводы центробежных насосов………………………………………29

10.Радиальные и осевые силы в центробежных насосах……………………………33

11. Регулирование подачи насосов………………………………………………….. 36

12. Параллельное и последовательное соединения насосов. Кавитация в насосах.40

13. Устойчивость работы насоса в сети. Осевые насосы…………………………..43.

14. Теорема Жуковского о подъемной силе одиночного профиля………………...47

15. Подшипниковые опоры насосов. Элементарная теория смазки……………….51

16. Уравнение Рейнольдса для смазочного слоя……………………………………54

17. Испытания насосов……………………………………………………………….57

18. Вопросы прочности центробежных насосов…………………………………….59

Приложениe. Расчет проточной части и компоновка ГЦНПК…………………… 62

Библиографический список. ………………………………………………………...77