Проектирование центробежного насоса

Объемные протечки связаны с протечкой жидкости через зазоры между вращающимися и неподвижными частями насоса при наличии разности давлений по обе стороны зазора.Механические потери представляют собой потери энергии на трение в подшипниках и сальниках насоса, а также потери связанные с трением наружных поверхностей колеса о жидкость. К механическим потерям относятся и потери на гидравлическое торможение.Степень совершенства преобразования энергии двигателя в энергию жидкости характеризуется коэффициентом полезного действия (КПД) насоса – одним из основных энергетических параметров.6.2 Объемные потери в центробежном насосе.В зависимости от конструкции и назначении насоса протечки жидкости из полости с повышенным давлением в полость с пониженным давлением появляются в различных местах.Наиболее характерными протечками жидкости внутри одноколесного насоса являются протечки :- из полости нагнетания в приемную полость через зазор в перднем уплотнении рабочего колеса – q1;- из полости нагнетания в приемную полость через зазор в заднем уплотнении ведущего диска рабочего колеса, далее через камеру , образованную этим уплотнением, и отверстия в ведущем диске– .Кроме внутренних протечек жидкости имеются утечки из насоса через сальник – qc.Жидкость, которая просачивается через сальник, осуществляет смазку и отвод тепла, выделяющегося при трении трущегося поверхностей сальника. В нормальном состоянии сальника через него протекает весьма малое количество жидкости: менее Ввиду незначительности утечек через сальник в расчете объемных потерь можно пренебречь. Таким образом, в одноколесном насосе потери энергии с внутренними протечками складываются из энергии, затраченной на циркуляцию жидкости в количестве вокруг ведомого диска колеса и вокруг ведущего диска.6.3 Расчет протечки через переднее уплотнение рабочего колеса центробежного насосаДля предотвращения протечек жидкости из полости нагнетания в приемную полость в расточках корпуса насоса при вход потока в колесо устанавливаем съемное уплотнительное кольцо. В качестве уплотнительного кольца применяем – однощелевое гладкое уплотнение.Рис.7 схема однощелевого гладкого уплотненияРазмеры уплотнения определяются конструктивно:-длин щели уплотнения: -диаметр уплотнения:принимаем Выбираем коэффициент трения в первом приближении : Определяем коэффициент расхода для однощелевого уплотнения в первом приближении:Статический напор колеса:где коэффициент реакции колеса:где - окружная скорость на выходе из колеса Напор теряемый в уплотнении в первом приближении:Осевая скорость жидкости в зазоре (щели) в первом приближении:Расход жидкости через уплотнение в первом приближении:Где площадь щели.Окружная скорость колеса на диаметре :Выбираем коэффициент кинематической вязкости жидкости -:Для воды при температуре =0,773∙ Число Рейнольдса:Толщина ламинарного подслоя:Где для воды. Принимаем абсолютную шероховатость стенок равной 0,02 мм. Так как , коэффициент трения λ” во втором приближении можно определить по формуле:Коэффициент расхода во втором приближении:Расход жидкости через уплотнение во втором приближении:Если учесть протечки через переднее уплотнение, которые приводят к течению жидкости в осевом зазоре между передним диском колеса и корпусом, то напор, теряемый в уплотнении, определяется по формуле:Где и коэффициенты находятся по графикам в зависимости от расходного параметра .Расходной параметрОкружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса:Расход жидкости через уплотнение:Относительная величина протечки:Величина протечки через переднее уплотнение рабочего колеса определенная методом последовательных приближений, не превышает допустимого значения (5%).7. РАСЧЁТ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ7.1 Расчет осевого усилия жидкости в центробежном насосеРис.8 Эпюра распределения давления, действующего на рабочее колесо насосаСуммарная осевая сила давления жидкости на рабочее колесо:Знак минус означает, что осевая сила Fzнаправлена против входа движения потока жидкости в рабочее колесо.При износе уплотнения рабочего колеса закон распределения давления изменяется и появляется дополнительная осевая сила, действующая на наружную поверхность рабочего колеса.Полная величина осевого давления жидкости на рабочее колесо при максимально допустимом износе уплотнения :где - коэффициент, учитывающий износ уплотнения;7.2 Расчет разгрузочных отверстийСуммарная площадь ∑f0 разгрузочных отверстий в ведущем диске колесаКоличество отверстий выбираем равным 4. Следовательно, диаметр одного отверстия равен7.3 Уравновешивание осевой силыОсевая сила в центробежных насосах ,имеет большую величину. В связи с этим применение одного только уплотнительного подшипника для ее уравновешивания является нерациональным, так как подшипник будет иметь значительные размеры. В судовых насосах широко применяются гидравлические способы разгрузки ротора от осевой силы, основанные:- на принципе симметрии распределения давления по поверхности колеса;-на использование специальных гидравлических системОдним из наиболее распространенных способов разгрузки осевой силы в насосах является применение уплотнения на ведущем диске.Такой способ применяют для разгрузки колес с односторонним всасыванием.Второе уплотнение образует камеру за диском колеса. Жидкость из камеры отводится на вход в колесо через разгрузочные отверстия на диске (рис.9,г), либо специальному отводящему каналу(рис.9,д).Рис.9 Способы уравновешивания осевой силы в одноступенчатых центробежных насосах.Недостатком этого способа разгрузки является увеличение протечек жидкости почти в 2 раза.7.4 Расчет радиальной силыНа расчетном режиме работы насоса распределение давлений за рабочим колесом симметричное относительно оси вращения. Площади поперечных сечений спирального канала отвода рассчитаны на вполне определенную подачу Qp, при которой обеспечивается осесимметричный поток в отводе. При этом радиальные составляющие Fr сил гидродинамического давления взаимно уравновешиваются.На нерасчетных режимах работы насоса через поперечное сечение спирального отвода проходит количество жидкости меньше или больше, чем расчетное.Радиальные силы влияют на прогиб вала, вызывая неравномерный износ опорных подшипников и уплотнительных колец.Радиальная сила на режиме недогрузаРадиальная сила на режиме перегрузаВследствие расчетов приведенных выше уравновешивать радиальную силу не требуется.8. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ НАПОРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК СТУПЕНИ, НАСОСА, СЕТИПараметры насосаподача колеса Q= 0.0277 м3/с;напор колеса H1 700 Дж / кг .; напор Н=300 Дж/кг; Угловая скорость ; коэффициент быстроходности ; .Числовые значения эмпирических поправочных коэффициентов составляют:, , , , , , .При этом коэффициенты будут равны:Задавая ряд значений подач Q , определяются по уравнению соответствующие значения напора.№QiHi1,00000,0000803,02082,00000,0030820,70403,00000,0060831,37594,00000,0090835,03645,00000,0120831,68566,00000,0150821,32357,00000,0181803,95018,00000,0211779,56539,00000,0241748,169210,00000,0271709,761811,00000,0278700,000012,00000,0331611,913013,00000,0361552,4716По данным таблицы строится напорная характеристика H=f(Q) насоса (рис.10).Рис.10 Напорная характеристика центробежного насосаЕсли несколько элементарных насосов будут работать последовательно, значения их напоров при равных значениях подач будут суммироваться. Общая напорная характеристика последовательно работающих насосов может быть получена суммированием ординат при равных абсциссах: ; №QiHi1,00000,00001606,04162,00000,00301641,40803,00000,00601662,75184,00000,00901670,07295,00000,01201663,37136,00000,01501642,64717,00000,01811607,90028,00000,02111559,13079,00000,02411496,338510,00000,02711419,523611,00000,02781400,000012,00000,03311223,826013,00000,03611104,9432Рис.11 Напорная характеристика двух последовательно работающих насосовПри параллельном подключении двух одинаковых насосов увеличивается подача при неизменной величине напора№QiHi1,00000,0000803,02082,00000,0060820,70403,00000,0120831,37594,00000,0181835,03645,00000,0241831,68566,00000,0301821,32357,00000,0361803,95018,00000,0421779,56539,00000,0482748,169210,00000,0542709,761811,00000,0556700,000012,00000,0662611,913013,00000,0722552,4716Рис.12 напорная характеристика двух параллельно работающих центробежных насосовПостроение характеристики сети:Из данного уравнения находим значения ,при различных и записываем в таблицу:№QiHiHс1,00000,0000803,02080,00002,00000,0030820,704017,99163,00000,0060831,375951,35594,00000,0090835,0364100,09295,00000,0120831,6856164,20266,00000,0150821,3235243,68517,00000,0181803,9501338,54028,00000,0211779,5653448,76809,00000,0241748,1692574,368610,00000,0271709,7618715,341811,00000,0278700,0000749,717612,00000,0331611,91301043,406413,00000,0361552,47161230,4978Рис.13 Напорная характеристика насоса и сетиЗаключениеВ данном курсовом проекте удалось рассчитать и изобразить эскизы главных деталей центробежного охлаждающего насоса, принять конструктивные решения по предотвращению объемных потерь и уравновешиванию осевых сил, действующих на рабочее колесо насоса, а так же определить совместный режим работы системы «насос-сеть». В расчете были подобраны такие значения коэффициентов, при которых насос будет обладать достаточном высоким КПД и иметь оптимальные параметры на рабочем режиме, при котором кавитация в насосе не возникнет. Список использованных источников «Судовое вспомогательное энергетическое оборудование»: Учебник / Р.С. Андрющенко, В.Д. Шилов, Б.Г. Дементьев и др. изд. Судостроение 1991 г. 392с «Расчет рабочего колеса центробежного насоса по струйной теории и на ЕС ЭВМ»: методические указания к курсовому проекту/ Андрющенко Р.С., НечкинБ.В., ТарандоЕ.В. Изд: Лки, 1988г.«Судовые центробежные насосы»: Методические указания по курсовому проектированию/ Чернов А.И. Изд: ЛКИ 1981г.«Потери и силы в центробежных насосах»: учебное пособие/ Чернов А.И. Изд. ЛКИ 1985г.«Расчет спиральных отводов центробежных насосов на ЭВМ НАИРИ»: методические указания к курсовому проектированию/ Андрющенко Р.С., Гришин Б.В. Изд.ЛКИ 1981г.t.