2. Расчет параметров центробежного насоса и характеристик рабочего колеса.

2. 1 Параметры насоса.

Подача конденсатного насоса определяется следующим образом:

, ;

Напор конденсатного насоса рассчитывается по формуле для схемы с деаэратором:

, ;

Напор конденсатного насоса рассчитывается по формуле для схемы без деаэратора:

, ;

Члены, входящие в данные формулы:

, где - плотность перекачиваемой жидкости;

, где - коэффициент гидравлического сопротивления;

- число Рейнольдса; в свою очередь скорость жидкости выражается как:

, ;

В зависимости от полученного значения числа Рейнольдса рассчитываем коэффициент гидравлического сопротивления по следующим формулам:

а) При значении числа - ламинарный режим течения:

б) При значении числа - турбулентный режим течения:

- для гладких труб

- для шероховатых труб, где

- эквивалентный диаметр

в) При значении числа - область гидравлически гладких труб:

Расчет ведется по формуле Кольбрука:

;

, – скорость перекачиваемой жидкости;

Подача питательного насоса определяется следующим образом:

, ;

Напор питательного насоса рассчитывается по формуле для схемы с деаэратором:

, ;

Напор питательного насоса рассчитывается по формуле для схемы без деаэратора:

, ;

2. 2 Параметры ступени.

Многоколёсные центробежные насосы выполняют с последовательным (см. рис.5а) или параллельным (см. рис.5б) соединением рабочих колёс.

Насосы с последовательным соединением рабочих колёс называются многоступенчатыми. Напор такого насоса равен сумме напоров отдельных ступеней, а подача насоса равна подаче одной ступени:

; ;

где – число ступеней;

, ;

Насосы с параллельным соединением колёс принято считать многопоточными. Напор такого насоса равен напору одной ступени, а подача равна сумме подач отдельных элементарных насосов:

; ;

где - число потоков (для судовых насосов принимается не более двух).

Число ступеней ограничивается максимальным напором, создаваемым одной ступенью (обычно не превышает 1000 Дж/кг).

Определяем критический кавитационный запас энергии без деаэратора

для питательного насоса:

;

для конденсатного насоса:

;

Критический кавитационных запас энергии с деаэратором

для питательного насоса:

;

для конденсатного насоса:

;

где - давление насыщения жидкости при заданной температуре; - гидропотери всасывающего трубопровода; - коэффициент запаса, который принимается .

;

;

- коэффициент, зависящий от быстроходности насоса (см. рис.7);

или - соответственно для холодной пресной и морской воды;

Коэффициент запаса подбирается так, что составляющие в его произведении удовлетворяли графическим зависимостям и . Полученное значение данного коэффициента будет уточнено при нахождении расчетного соотношения далее по предложенной методике. (Отметим, что предложенные на рисунках 6 и 7 графические зависимости относятся к питательным насосам, так что при невыполнении поставленных условий для питательных насосов допускаем увеличение конечного граничного значения коэффициента запаса до значения, которое бы удовлетворяло и ).

Далее определим максимально допустимую частоту вращения рабочего колеса:

, где

- кавитационный коэффициент быстроходности, который выбирается исходя из назначения насоса:

- для напорно-пожарного насоса;

- для питательного насоса;

- для питательного насоса с бустерной ступенью;

- для конденсатного насоса;

- для насоса с предвключенным осевым колесом;

Определим рабочую частоту вращения колеса насоса:

, где

- коэффициент быстроходности, принимающий следующие значения:

- для напорно-пожарного насоса;

- для питательного насоса с бустерной ступенью;

- для питательного насоса;

- для конденсатного насоса;

Условие правильного выбора коэффициента быстроходности: согласование частот вращения по неравенству (причем не следует брать меньше 50).

Расчетная подача колеса может быть найдена по выражению:

, где - объёмный КПД, который находится как:

, где

- учитывает протечку жидкости через переднее уплотнение;

Теоретический напор находится по формуле:

,

где - гидравлический КПД, который определяется как:

, где

- приведенный диаметр входа в рабочее колесо; принимается (см. рис.8). Гидравлические потери возникают из-за наличия трения в каналах проточной части.

Механический КПД найдем по формуле

,

где учитывает потери энергии на трение наружной поверхности колеса о перекачиваемую жидкость (дисковое трение):

;

- учитывает потери энергии на трение в подшипниках и сальниковых устройствах насоса.

Общий КПД насоса определяется как:

;

КПД судовых центробежных насосов лежит в пределах от 0,55 до 0,75.

Потребляемая мощность насоса и максимальная мощность при перегрузках соответственно определяются как:

;

;