1 Выбор схемы насоса

При проектировании центробежного насоса заданными величинами являются:

• производительность насоса,Q ;

• напор насоса Н, ;

• высота всасывания Н_вс, м;

• давление в приёмном трубопроводе Р_a, Па;

• сопротивление приёмного трубопровода h_тр, ;

• температура перекачиваемой жидкости Т,К.

Расчёт рекомендуется начинать с определения коэффициента быстроходности:

,

где: - - угловая скорость вращения ротора,рад/с;

рекомендуется принимать в соответствии с таблицей 1.1.

Полученное значение сравниваем с рекомендуемыми в таблице 1.1.

Таблица 1.1.

Тип насоса		, 1/c
Питательный	65-90	300-800
Конденсатный	70-110	104-314
Пожарный	80-120	157-314
Пожарно-напорный	60-80	157-314
Циркуляционный	80-200	157-314
Балластный	100-200	157-314
Бустерный	70-100	157-314
Осушительный	70-90	157-314
Санитарный	40-60	157-314

При этом возможны три варианта:

• полученное значение соответствует рекомендованному в таблице 1.1. В этом случае насос будет одноколесным, одноступенчатым, однопоточным. Исходные данные для гидравлического расчета колеса будут:

и .

• полученное значение  рекомендованного. В этом случае насос будет многоколесный, многоступенчатый. Для определения необходимого числа ступеней зададимся и согласно рекомендациям таблицы 1.1 и вычислим какой напор может создать такая ступень:

,

тогда необходимое число ступеней будет

,

При получении для числа ступеней дробного значения округляют до ближайшего целого числа. Исходные данные для гидравлического расчета колеса будут: и .

- полученное значение  рекомендованного. В этом случае насос будет многоколесный, многопоточный. Для определения необходимого числа параллельных потоков задаемся и согласно рекомендациям таблицы 1.1 и вычисляем подачу, которую может обеспечить такое колесо:

,

Требуемое число параллельных потоков будет

Полученное значение округляем до ближайшего целого, желательно четного, числа. Исходные данные для гидравлического расчета рабочего колеса будут:

и .

2. Расчёт рабочего колеса

2.1 Расчёт рабочих параметров ступени.

2.1.1.Вычисляем срывной кавитационный запас энергии.

срывного кавитационного запаса энергии:

,

где – упругость паров жидкости при заданной температуре, Па;

- плотность жидкости при заданной температуре, ;

– ускорение силы тяжести, ;

- коэффициент запаса, который согласно ГОСТ 6134-71 принимается в пределах =1,15-2.

При подстановке в формулы численных значений следует обращать особое внимание на взаимное соответствие их размерностей.

2.1.2 Исходя из условия обеспечения безкавитационной работы, определяем максимальную скорость вращения вала насоса.

,

где – производительность ступени в ;

- кавитационный коэффициент быстроходности, величина которого принимается в зависимости от назначения и требуемых кавитационных качеств насоса. Ориентировочно можно принимать

-для колёс нормальных кавитационных качеств =800-1000;

-для колёс повышенных кавитационных качеств =1200-1500;

-для колёс высоких кавитационных качеств =2000-2300;

2.1.3 Допустимая скорость вращения вала лежит в пределах:

,

2.1.4 Рабочая скорость вращения* вала принимается из условия

,

и должна согласовываться со скоростью вращения приводного двигателя и коэффициентом быстроходности.

По коэффициенту быстроходности центробежные насосы делятся на три типа

• тихоходные =50-80;

• нормальные =80-150;

• быстроходные =150-300;

Выбирая величину коэффициента быстроходности, надо помнить, что быстроходные колёса предназначены для создания малых напоров и больших производительностей, а колёса тихоходные используются для создания больших напоров и сравнительно малых производительностей. При постоянных значениях производительности и напора коэффициент быстроходности изменяется пропорционально скорости вращения вала и с увеличением последней увеличивается, что ведёт к уменьшению размеров и массы насоса. С увеличением уменьшается радиальная длина колеса (т.е. отношение ) и увеличивается его осевая ширина (d).

Тихоходные рабочие колёса имеют длинный и узкий межлопаточный канал и отношение = 2,0-2,5. Лопасти таких колёс выполняются цилиндрическими.

Нормальные колёса имеют более короткий и широкий канал и отношение = 1,8-2,0. Лопасти таких колёс выполняются при n_s100 выполняются цилиндрическими, а при n_s100 на выходе – цилиндрическими, а на входе – двоякой кривизны и выдвигаются в область поворота потока из осевого направления в радиальное.

Быстроходные колёса имеют широкий и короткий канал и отношение = 1,4-1,8. Лопасти таких колёс выполняются двоякой кривизны. Однако в настоящее время уже имеется опыт применения цилиндрических лопастей для колёс n_s до 200. Как показывают статистические данные максимальный гидравлический и полный к.п.д. центробежного насоса достигнут для колёс с n_s=150-250.

Таким образом с точки зрения экономичности для заданных параметров следует применять колёса, соответствующие наибольшим значениям коэффициента быстроходности, т.к. при этом могут быть получены минимальные габариты и масса насоса. Однако это связано с повышением скорости вращения вала, которая лимитируется опасностью возникновения кавитации и увеличением диаметра вала, а также скоростью вращения приводного двигателя. Так как основным видом привода для судовых центробежных насосов служит в настоящее время электродвигатель, то максимальной скоростью вращения вала насоса при частоте 50Гц будет 314 1/с. Если в качестве привода используется паровая турбина (как правило, для привода питательных конденсатных и бустерных насосов), то скорость вращения может достигать 800 1/с и выше.

2.1.5. По выбранной скорости вращения вала и известным значениям и производительности ступени уточняют величину коэффициента быстроходности

,

где - производительность ступени, ;

- напор ступени, ;

- скорость вращения вала,1/с.

2.1.6. Расчётный расход через рабочее колесо определяется по формуле

,

где - объёмный к.п.д., значение которого находится в пределах .

2.1.7.Для предварительного выбора объёмного к.п.д. можно пользоваться формулой, рекомендованной А.А.Ломакиным

,

Определённый таким образом объёмный к.п.д. учитывает лишь утечки через переднее уплотнение колеса. В многоступенчатых насосах имеются дополнительные утечки жидкости на систему разгрузки осевой силы, на смазку и охлаждение подшипников и т.п., которые составляют около 3-5%. Поэтому объёмный к.п.д. рекомендуется принимать предварительно из соотношения

,

2.1.8. Приведённый диаметр входа в колесо , м находится из уравнения подобия

,

Где - коэффициент, величина которого лежит в пределах = 3,6-6,5 и выбирается в зависимости от кавитационного коэффициента быстроходности по графикам, приведённым на рис.2.1.

Рисунок 2.1.- Графики изменения параметров

, _, в зависимости от ,

2.1.9. Далее определяется теоретический напор колеса

,

где - гидравлический к.п.д., величина которого в первом приближении может быть определена по формуле, предложенной А.А.Ломакиным

,

где - приведённый диаметр входа колеса в мм.

Значения гидравлического к.п.д. выполненных колёс лежат в пределах

,

2.1.10. Мощность, потребляемая насосом, определяется из выражения

,

где - механический к.п.д. насоса, равный

,

Величина к.п.д. , учитывающего потери энергии на трение колеса о воду (дисковое отношение), может быть определена из выражения

,

Величина к.п.д. , учитывающего потери энергии на трение в сальниках и подшипниках, лежит в пределах = 0,95-0,99.

2.1.11.Максимальная мощность, потребляемая насосом при перегрузке будет

,