Расчет центробежного насоса

Введение

 

Технологические схемы  тепловых электростанций (ТЭС) требуют  перемещения большого количества жидкостей, обладающих различными физико-химическими  свойствами при различных давлениях  и температуре. Перемещение жидкости осуществляется насосами.

Насос – машина для преобразования механической энергии двигателя в энергию перекачиваемой жидкости. При работе насоса энергия, получаемая от двигателя, превращается в потенциальную, кинетическую и, в незначительной мере, в тепловую энергию потока жидкости. 

Насос в соответствии с назначением характеризуется тремя параметрами: подачей, напором и мощностью.

Подача насоса Q представляет собой количество жидкости, подаваемой в единицу времени. В зависимости от характера установки количество подаваемой жидкости измеряется объемом или весом.

Напором насоса H называется приращением механической энергии, получаемое каждым килограммом жидкости, проходящей через насос, то есть разность удельных энергий жидкости при выходе из насоса и при входе в него.

Третьим параметром, характеризующим насос, является потребляемая им мощность N, обычно измеряемая в кВт. Приращение энергии (в кг·м) каждого килограмма жидкости, подаваемой насосом, по определению равно напору H; количество жидкости, перекачиваемой насосом в единицу времени, равно весовой подаче G; полное приращение энергии, получаемое всем потоком в насосе в единицу времени, то есть полезная мощность насоса.

Все типы насосов, несмотря на исключительное многообразие их конструктивных форм, могут быть разделены на две группы по принципу действия:

1. насосы вытеснения: поршневые и роторные;
2. лопастные насосы: центробежные и осевые.

Работа центробежных и осевых насосов основана на совершенно отличном и притом общем принципе  действия – силовом взаимодействии лопасти с обтекающим ее потоком.

Общность процессов  передачи механической энергии от рабочего тела к потоку ведет к исходным эксплуатационным свойствам.

Центробежные насосы согласно рисунку 1 состоят из корпуса 1 и свободно вращающегося в нем  лопастного колеса 2. При вращении колеса в потоке жидкости возникает разность давлений по обе стороны каждой лопасти и, следовательно, силовое взаимодействие потока с лопастным колесом. Силы давления лопастей на поток создают вынужденное вращательное и поступательное движение жидкости, увеличивая ее давление и скорость, то есть механическую энергию.

Лопастные насосы удобны для непосредственного соединения с быстроходными типами современных  электромоторов и паровых и газовых  турбин. Вследствие вращения лопастного колеса с постоянным числом оборотов, скорости потока жидкости в лопастных насосах  могут быть допущены значительно более высокими, чем в насосах поршневых и плунжерных. Лопастные насосы при тех же значениях подачи получаются значительно компактнее, легче и дешевле. Их к.п.д. при умеренных напорах не уступают к.п.д. поршневых насосов. Поэтому в области низких и средних напоров и больших подач применяются исключительно лопастные насосы.

 

 

 

 

 

Рисунок 1- Схема центробежного насоса

 

Устройство, состоящее  из насоса, двигателя, соединительной муфты(или вариатора частоты вращения) и измерительных приборов, называется насосной установкой.

В энергетике встречается  большое количество различных схем насосных установок с разными  типами насосов. В состав насосной установки  в зависимости от назначения могут быть включены: дополнительная запорно-регулирующая арматура, предохранительные устройства, приборы для измерений гидравлических и электрических величин.

Целью курсовой работы является освоение методики расчета колеса центробежного  насоса.

 

Задание на курсовую работу

 

Расчет лопастного колеса ведется по заданным значениям подачи Q, напора Н и числа оборотов n насоса и имеет целью определение размеров проточной части, достаточных для выявления при дальнейшей конструктивной разработке всех размеров, необходимых для осуществления расчета колеса.

Расчет остальных элементов проточной части насоса- подвода и отвода потока- имеет целью в первую очередь обеспечить условия, принятые при расчете колеса, и основывается на результатах расчета последнего.

Для выполнения расчета студентом выбирается тип насоса по порядковому номеру в журнале по таблице 1.

В пояснительную записку  включается: титульный лист, задание  на курсовую работу, введение, расчет колеса центробежного насоса, список используемой литературы.

В объем курсовой работы входит чертеж насоса на листе формата А1.

 

 

 

Таблица 1- Исходные данные

№ п/п	Марка насоса	Подача, м3/ч	Напор, м	Частота вращения, об/мин	Электродвигатель		Габариты, мм
					марка	мощность, кВт	дли на	шири на	вы сота
1.	Кс-12-50	12	50	2900	4А100L2	5,5	1400	410	850
2.	Кс-20-50	20	50	2900	4А112М2	7,5	1535	410	860
3.	ЦВЦ-6,3	6,3	3,5	3000	-	0,27	287	130	360
4.	НКУ-90	90	38	1450	4А180S4	22	1935	571	760
5.	4КЦ-6	100	84	2950	4А225М2	55	1750	694	760
6.	СЭ-500-50-16	500	70	3000	4АН280S2	160	2300	1235	1065
7.	ЭПН-5/1-П	5	75	3000	АМ-51-2	6	1190	377	441
8.	ПЭ-65-40	65	440	3000	А2-92-2	125	2669	910	828
9.	ПЭ-100-53	100	580	3000	2А3М1-315	315	3621	1055	1345
10.	ПЭ-250-40	250	450	2980	2А3М1-500	500	3562	1480	1180
11.	ПЭА-65-50	65	580	2970	2А3М1-315	315	3165	975	990
12.	ПЭА-150-85	150	910	2970	2А3М1-800	800	4060	1471	1630
13.	СЭ-800-55-11	800	55	1500	4АН315S4	200	2485	1207	1465
14.	СЭ-1250-140-11	1250	140	1500	А4-400У4	630	2510	1520	2250
15.	ПЭА-850-65	850	714	2973	4А3М-2500/6000	2500	5415	1680	1615
16.	Кс-50-55-1	50	550	1450	4А160М4	30	1865	685	800
17.	НКУ-140М-А	150	35	1450	4А180М4	30	1970	632	880
18.	НКУ-250	250	32	1450	4А200L4	45	2140	593	880
19.	КсВ-500-85	500	85	985	АО3-355М-6М	200	1450	1500	3300
20.	Кс-80-155-1	80	155	2940	4А250S2	75	2030	685	800
21.	Кс-1000-220	1000	220	2970	2А3М1-800/6000	800	4080	1746	1275
22.	КсВ-320-160-2	320	160	1480	АО3-400М4	250	1200	1350	3820
23.	Кс-1600-220	1600	220	2975	4А3М-1250/6000	1250	4700	1800	1470
24.	НЦКВ-35/60	35	60	2850	АМ-62-2	14	510	545	930
25.	ПЭА-850-65	850	714	2973	4А3М-2500/6000	2500	5415	1680	1615

 

 

 

 

 

1 Определение  основных параметров

1.1 Угловая скорость  вращения, сек ^-1,

 

             .                                                            (1.1)                                                  

 

1.2 Коэффициент быстроходности

 

        .                                          (1.2)

 

1.3 Приведенный диаметр  входа в колесо, мм,

 

           ,                                                             (1.3)

 

где R- коэффициент входной кромки колеблется от 3,6 5 в зависимости от типа, конструкции и назначения насоса.

Для конденсатных и питательных  насосов с повышенными требованиями по высоте по высоте всасывания принимают R= 4 4,5.

1.4 Гидравлический к.п.д.

 

       .                                                    (1.4)

 

1.5 Величина объемного к.п.д. обычно находится в пределах 0,85 0,95, причем большие значения относятся к колесам с большим значением коэффициента быстроходности. Для выбора предварительного значения можно рекомендовать уравнение 

 

             ,                                                          (1.5)

 

          .                                                         (1.6)

 

1.6 Полный к.п.д. равен  произведению составляющих

 

        ,                                                           (1.7)

 

где - механический к.п.д., предварительно принимаем равным 0,96.

 

 

 

 

 

1.7 Потребляемая мощность насоса, кВт,

 

                  ,                                                           (1.8)

 

где - удельный вес перекачиваемой среды, кг/м³.

 

2 Определение  геометрических размеров

2.1 Диаметр вала  в месте посадки колеса определяется из расчета:

а) на прочность от кручения и изгиба;

б) на жесткость, при этом прогиб вала вследствие действия поперечных сил, возникающих при работе насоса на режимах отличных от нормального, не должно превосходить минимального зазора в уплотнениях;

в) на вибрацию - критическое число оборотов вала должно на 20-25% отличаться от рабочего.

В крупных насосах с небольшим  числом оборотов размеры вала, как  правило, определяются из условий прочности  и жесткости; в многоступенчатых насосах с большим числом оборотов, расчетом на критическое число оборотов, см,

 

           ,                                                         (2.1)

 

где М - момент, действующий со стороны колеса на перекачиваемую среду,

 

         ;                                                         (2.2)

 

      - напряжение кручения, принимается в пределах 120 200 кгс/см² .

2.2 Диаметр втулки колеса  , мм,

 

     .                                                      (2.3)

 

3 Определение  размеров входа в колесо

 Эскиз колеса к  расчету основных размеров представлен  на рисунке 3.1

          3.1 Расчетная подача колеса больше подачи Q на величину объемных потерь, м³/с,

 

             .                                                              (3.1)

 

Рисунок 3.1- Эскиз колеса к расчету основных размеров

 

3.2 По выбранному значению  диаметра втулки диаметр входа в колесо находят из уравнения, м,

 

      ,                                                             (3.2)

 

где – скорость входа, м/с, (должна быть выбрана так, чтобы обеспечить благоприятные условия для проектирования лопасти).

Для предварительного выбора скорости можно рекомендовать формулу С. С. Руднева

         ,                                                                (3.3)

 

где — коэффициент, обычно находящийся в пределах 0,06 0,08.

Полученное значение диаметра входа потока в колесо округляем  до стандартного, мм и уточняем скорость входа, м/с,

 

                           .                                                              (3.4)

 

3.3 После определения  диаметра D₀ окончательно устанавливаются размеры элементов входа потока на лопасти:

• ширина канала в меридианном сечении, м,

 

                             ,                                                            (3.5)

 

где - скорость до стеснения сечения лопастями, которая чаще всего выбирается равной скорости входа , м/с;

      -радиус средней точки входной кромки лопасти, по которой ведется расчет угла входа , м,

 

                                    .                                                         (3.6)

 

Выбираем предварительное  значение коэффициента стеснения сечения  К₁,  которое должно находиться в пределах 1,1 1,15 и определяем:

1. меридианную составляющую скорости при поступлении на лопасть, которая увеличивается вследствие стеснения сечения перекачиваемой средой лопастей, м/с,

 

                                                                                                    (3.7)

 

2. переносную скорость при входе в колесо, м/с,

 

                                                                                                      (3.8)

   

Для насосов с хорошей  всасывающей способностью обычно входной угол лопасти =18 25. План скоростей при входе в колесо представлен на рисунке 3.2.

Расположение входных  кромок лопастей устанавливается по аналогии с имеющимися образцами колес: наклонно, под углом 15-30° к оси насоса.

 

 

           Рисунок 3.2 – План скоростей при входе в колесо в условиях начального вращения потока

 

Для уменьшения гидравлических потерь в области колеса и улучшения его кавитационных свойств, при проектировании насосов допускается на расчетном режиме угол атаки равный

 

              = 3⁰ 8⁰ ,                                                (3.9)

 

 а в специальных  случаях и значительно больше (до 15), причем

 

                                                                                            (3.10)

 

 

 

 

 

4 Определение  размеров выхода из колеса

4.1 Энергия, получаемая  потоком от лопастного колеса, м,

 

                                      .                                                                (4.1) 

  

4.2 Величина скорости  наружной окружности колеса в  первом приближении может быть  найдена из формулы, м/с,

 

                        ,                                                                 (4.2)

 

где - коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при выходе потока из колеса.

 Как показывает  опыт, в типовых конструкциях  центробежных колес ( = 70 150) этот коэффициент достаточно устойчив и приближенно может быть принят равным 0,5.

4.3 Это значение используем для определения в первом приближении, м,

 

                                                                                          (4.3)

 

Воспользуемся полученным значением для определения угла , числа лопастей Z, коэффициента влияния конечного числа их на напор p и для расчета второго приближения значения .