- •Методические указания
- •Общие организационно-методические указания
- •Основные условные обозначения
- •Введение
- •1 Выбор схемы насоса
- •Требуемое число параллельных потоков будет
- •2. Расчёт рабочего колеса
- •2.1 Расчёт рабочих параметров ступени.
- •2.2. Расчёт основных размеров рабочего колеса на входе.
- •2.4 Расчёт и построение меридианного сечения канала колеса.
- •2.5 Расчёт и построение цилиндрической лопасти в плане.
- •3 Расчёт отводящего устройства
- •3.1 Выбор типа отводящего устройства.
- •3.2 Расчёт спирального отвода произвольного сечения.
- •3.3 Расчёт лопаточных отводов.
- •4. Уравновешивание осевой силы
- •4.2. Расчёт системы уравновешивания с разгрузочным диском.
- •5. Потери в центробежных насосах. Полный к.П.Д. Насоса.
- •5.1 Гидравлический к.П.Д. Насоса
- •5.2 Объёмный к.П.Д. Насоса
- •5.3 Механический к.П.Д.
- •6 Определение критической частоты вращения вала
- •7 Петрина н.П. Судовые насосы.- л.: Судпромгиз, 1962.-486 с.
1 Выбор схемы насоса
При проектировании центробежного насоса заданными величинами являются:
-
производительность насоса,Q ;
-
напор насоса Н, ;
-
высота всасывания Нвс, м;
-
давление в приёмном трубопроводе Рa, Па;
-
сопротивление приёмного трубопровода hтр,;
-
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 значениесоответствует 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 зададимсяи 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 ns100 выполняются цилиндрическими, а при ns100 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 ns до 200. Как показывают статистические данные максимальный гидравлический и полный к.п.д. центробежного насоса достигнут для колёс с ns=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
,