Питательный насос ПТН-2 с гидравлическим расчетом рабочего колеса

pitat nasos.dwg

ПОСЛЕ СБОРКИ СВАРНЫЕ ШВЫ И ПЛОСКОСТИ РАЗЪЕМА ПРОВЕРИТЬ НА ГЕРЕМЕТИЧНОСТЬ
ВНЕШНИЕ НЕОБРАБОТАННЫЕ ПОВЕРХНОСТИ ОКРАСИТЬ КРАСКОЙ ПФ 218 ЦВЕТА ВТУ ЛФ-61
ЦВЕТА "СЛОНОВАЯ КОСТЬ". ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ПОКРЫТИЮ ПО ГОСТ-3002-70.
ШАЙБА ПОЗ.60 ДАНА С ПРИПУСКОМ МИНИМАЛЬНЫЙ РАЗМЕР 5 ММ. УТОЧНЯЕТСЯ ПРИ МОНТАЖЕ НАСОСА.
ЧИСТОТА ОБРАБОТКИ СООТВЕТСТВУЕТ ТЕХНИЧЕСКИМ ТРЕБОВАНИЯМ.
В КАМЕРУ ВЕРХНЕГО ПОДШИПНИКА МАСЛО ПОДАЕТСЯ ОТ ОБЩЕСУДОВОЙ МАСЛОСИСТЕМЫ.
В ОХЛАЖДЕННУЮ ПОЛОСТЬ САЛЬНИКОВОГО УПЛОТНЕНИЯ ПОДВОДИТСЯ И ОТВОДИТСЯ ХОЛОДНАЯ ВОДА
ОТ КОНДЕНСАТНЫХ НАСОСОВ.

питательный насос.doc

Гидравлический расчет рабочего колеса центробежного насоса 4
1. Исходные данные для расчета 4
2. Определение параметров ступени ..4
3. Определение основных размеров входа рабочего колеса 6
4. Расчет основных размеров выхода рабочего класса 10
5. Меридианное сечение рабочего колеса .. .14
6. Расчет и построение цилиндрической лопасти рабочего колеса в
Расчет на кавитацию колеса центробежного насоса . . 17
Гидравлический расчет направляющего аппарата 18
2. Расчёт диффузора . ..19
Расчет утечек через уплотнения внутри насоса . .21
Расчёт осевого усилия 25
1. Суммарная осевая сила
2. Уравновешивание осевой
Выбор элементов подшипников уплотнений и других основных деталей 27
Расчёт и построение характеристик ступени насоса сети .28
Список использованной литературы .31
Центробежными называют такие лопастные насосы у которых силовое
взаимодействие непрерывно вращающихся лопастей с жидкостью обеспечивает
приращение ее энергии при радиальном направлении движения жидкости
относительно оси вала.
На судах центробежные насосы получили наибольшее распространение. Это
обусловлено надежностью их в работе равномерностью подачи возможностью
получения в широком диапазоне требуемых подач и напоров простотой
устройства обслуживания ремонта и регулирования быстрым пуском малой
чувствительностью к загрязнению жидкости. Использование быстроходных
двигателей для привода обеспечивает сравнительно небольшие габаритные
размеры и массы насосов.
Действие центробежного насоса заключается в передаче энергии
перекачиваемой жидкости в результате силового взаимодействия лопастей
вращающегося рабочего колеса насоса с обтекающим их потоком жидкости.
В данном курсовом проекте необходимо по заданным параметрам подачи и
напора сделать расчёт питательного насоса главных котлов.
Гидравлический расчет рабочего колеса центробежного насоса.
1. Исходные данные для расчета
Подача Q = 0025 м3с
Напор Н = 5000 Джкг
Температура жидкости Т1 = 373 К
Давление в приёмной трубе Ра = 2105 Па
Высота всасывания hВС = 2 м
Сопротивление приёмного трубопровода hТП = 4 Джкг
2 Определение параметров ступени
В многоступенчатом насосе параметры колеса определяются так:
- подача насоса Q1=Q;
- напор колеса [pic]Джкг где iН – число ступеней.
Критический кавитационный запас энергии:
где А – коэффициент запаса; Ра – давление на входе Па; Рп – давление
парообразования при данной температуре Па; ρ – плотность воды кгм3; g –
ускорение свободного падения мс2; hВС – высота всасывания м; hТП–
гидравлические потери в приемном трубопроводе Джкг.
А=1.16; Ра=2105 Па; hт.п.=4 Джкг; Рп=101360 Па; hвс= 2 м
Δhкр = [pic] 6835 Джкг
Принимаю величину кавитационного коэффициента быстроходности С=900
тогда максимально допустимая частота вращения nmax обмин:
Принимаю значение коэффициента быстроходности ns = 685 (50 90) нахожу
рабочую частоту вращения n обмин:
В качестве привода выбираю паровую турбину с частотой вращения 3800 обмин
Расчетная подача Qp насоса определяю по следующему уравнению м3с:
где значение объемного КПД ’0 учитывающего протечку жидкости только
через переднее уплотнение колеса может определено по формуле А.А.
В судовых насосах имеют место также дополнительные протечки жидкости:
протечки между соседними ступенями некоторое количество жидкости отводится
для разгрузки осевой силы для смазки подшипников скольжения и т.п.
Указанные дополнительные протечки обычно составляют 3 – 5% тогда
Теоретический напор колеса находиться по уравнению Джкг:
где величину гидравлического КПД можно оценить по формуле А.А. Ломакина:
Механический КПД определяю по уравнению:
где КПД д.т. учитывающий потери энергии на трение наружной
поверхности колеса о жидкость (дисковое трение) вычисляется по формуле:
КПД м.п. учитывающий потери энергии на трение в подшипниках сальниках
насоса лежит в пределах 0.95 0.98.
Общий КПД насоса определяется через его составляющие:
Потребляемая насосом мощность N Вт:
N=[pic] Вт= [pic] кВт
Максимальная мощность насоса при перегрузке Nmax Вт:
Nmax=(11 12)N=115[pic]=21133 кВт
3 Определение основных размеров входа рабочего колеса.
Размеры входа рабочего колеса рассчитываются из условия обеспечения
требуемых кавитационных качеств колеса и минимальных гидравлических потерь.
Значение скорости С0 входа потока в колесо соответствующие
минимальному значению критического кавитационного запаса энергии
оценивается по формуле С.С. Руднева мс:
где kco – коэффициент величина которого лежит в пределах 0.03 0.09;
Вал рассчитывается на прочность от кручения и изгиба и проверяется на
жесткость и критическую частоту вращения. В первом приближении диаметр вала
рабочего колеса нахожу из расчета на кручение по формуле:
где Мкр – крутящий момент приложенный к валу Нм;
Касательное допускаемое напряжение для валов из углеродистой стали на
кручение принимаю: []=300[pic]105 Нм2.
Для придания жесткости диаметр вала увеличивают на 10 – 20 мм с учетом
запаса на изгиб увеличиваю диаметр вала на 20 мм (0.065 м)
Диаметр втулки вала dвт в зависимости от способа крепления колеса на
dвт = (12 15)dв = 120065 = 0078 м
Диаметр D0 входа в колесо находим из уравнения неразрывности м:
Положение входной кромки лопасти рабочего колеса и ее ширина b1 зависят
от кавитационных качеств колеса и величины коэффициента быстроходности
b1 находится из уравнения неразрывности:
где С’m1 – меридианная составляющая абсолютной скорости принимается для
колес со средними кавитационными качествами мс:
С’m1 = (08 10)С0 = 0851 = 408 мс
Диаметр D1 окружности проходящей через средние точки входных кромок
лопастей принимается м:
D1=(0.9 10)D0=10113=0113 м
Меридианная составляющая абсолютной скорости после поступления потока в
межлопастной канал т.е. с учетом стеснения определяется по уравнению мс:
Сm1= k1С’m1 = 115 408 = 469 мс
где k1– коэффициент стеснения на входе; k1=105 115.
Окружная скорость на входе в межлопастной канал определяется по
следующему уравнению мс:
Угол 1.0 безударного поступления потока на лопасти находиться из
tg1.0=[pic] 1.0=104890
Угол установки лопасти на входе:
= 1.0+=10490+9510=200
где – угол атаки для колес со средними кавитационными качествами
принимается от 30 100 принимаю 9510 а угол 1 обычно лежит в пределах
При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к
поверхности лопасти. Относительная скорость W1 потока после поступления на
лопасть направлена по касательной к средней линии профиля лопасти при
По скоростям u1 Cm1 W1 и углам 1 1.0 строю треугольник скоростей на
входе в межлопастные каналы рабочего колеса и определяю скорость С1 и W10.
рис.1. Треугольник скоростей на входе в межлопастные каналы рабочего
4 Расчет основных размеров выхода рабочего класса
Размеры выхода рабочего колеса основными из которых является наружный
диаметр D2 рабочего колеса ширина b2 лопасти на выходе и угол 2 установки
лопасти на выходе определяют из условия создания требуемого напора при
достаточно высоком КПД.
Наружный диаметр D2 находят методом последовательных приближений. В
первом приближение определяется следующим образом:
Воспользуемся опытным соотношением скоростей
Кcu2 = [pic]= 05 065
принимаю kcu2 = 0575
Определяю наружный диаметр D2 рабочего колеса в первом
D21 = [pic] = 0227 м
Угол установки лопасти на выходе определяется по следующему уравнению:
где к2 – коэффициент стеснения на выходе из колеса принимаю
равным к2 = 104 для увеличения прочности лопасти и упрощения
технологии изготовления колеса. C'm2 – меридианная составляющая
абсолютной скорости:
C'm2 = (07 115)Со = 085 51 = 4335 мс
Для обеспечения минимальных вихревых зон при движении потока в
каналах колеса принимается отношение скоростей:
Угол установки лопасти рабочего колеса на выходе находится в
пределах 2 =18 280. Благоприятная форма лопасти получается при близких
значениях углов 1 и 2 т.е. 1[pic] 2[pic](1 20).
sin 2 = [pic] [pic]2 = 190
Минимальное число лопастей определяется по формуле:
где l – длина средней линии тока в меридианном сечении канала колеса:
l=R21 – R1=0113 – 0056=0057 м
Принимаю число лопастей равное zmin=7 шт.
Зная z R1 и R2 определяю коэффициент p учитывающий влияние конечного
числа лопастей. При радиальном направлении средней линии меридианного
сечения рабочего колеса коэффициент p находится по формуле:
где – коэффициент учитывающий чистоту обработки поверхности определяю
по следующему выражению:
= (055 065) + 06sin2 = 065 + 0603285 = 07968
Теоретический напор колеса по струйной теории:
H[pic] = (1+р)HТ = (1+0263)11765 = 1530Джкг
Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе потока из
межлопастного канала т.е. с учетом стеснения определяется по уравнению
Сm2=k2C’m2=1044335 = 45 мс
Наружный диаметр D2 рабочего колеса во втором приближении определяется
следующим образом основываясь на основном уравнении лопастных машин
определяю окружную скорость u2:
Так как 04%5% то третье приближение не делается.
Тогда ширина лопасти на выходе определяется:
Относительная скорость на выходе мс:
По скоростям u2 Cm2 Cu2 W2 и углу 2 строю треугольники скоростей при
выходе из межлопастных каналов рабочего колеса и определяю скорости
Сu2[pic] C2[pic] C2 W2 и Сu2.
5 Меридианное сечение рабочего колеса.
Меридианным сечением рабочего колеса называется сечение колеса
плоскостью проходящей через ось колеса. При этом лопасти рабочего колеса
не рассекаются а входная и выходная кромки лопасти наносятся на секущую
плоскость круговым проектированием т.е. каждая точка кромок лопасти
поворачивается вокруг оси колеса до встречи с секущей плоскостью.
Исходным уравнением для определения ширины межлопастного канала
является уравнение неразрывности:
где Qp – расчетная подача м3с; Di – некоторый произвольный диаметр
м; b C’mi – меридианная
составляющая абсолютной скорости мс.
Профилирование меридианного сечения ведется так чтобы ширина
межлопастного канала изменялась плавно от входа к выходу. Для этого задаю
графиком изменения меридианной составляющей абсолютной скорости функции от
радиуса ri или длины средней линии межлопастного канала которая выбирается
по прототипам в зависимости от коэффициента ns.
Разбив среднюю линию канала от радиуса R1 до радиуса R2 на некоторое
количество участков (приращение радиуса Δri = 5 10мм) по формуле:
bi = [pic] определяю ширину межлопастного канала.
где ri – соответствующий радиус Di м.
6 Расчет и построение цилиндрической лопасти рабочего колеса в плане.
Профилирование лопасти следует вести так чтобы обеспечить более
благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком
рабочей среды. В этом случае гидравлические потери будут минимальными.
В тихоходных по ns колесах с цилиндрическими лопастями у которых
средняя линия канала в меридианном сечении имеет направление близкое к
радиальному сечение лопасти в плане можно принять за истинное сечение
лопасти поверхностью тока.
Расчеты связанные с построением цилиндрической лопасти рабочего колеса
в плане удобно проводить в табличной форме(табл.1) где:
Wi – относительная скорость потока на соответствующем радиусе ri мс
ti – окружной шаг на соответствующем радиусе м:
Δi – толщина лопасти на соответствующем радиусе ri м которая
определяется по графику Δi=f(ri) который строится следующим образом:
задается толщина лопасти на входе и выходе из рабочего колеса при этом
необходимо учитывать принятые коэффициенты стеснения k1 и k2. Для этого
воспользуюсь зависимостью:
Вi и Вi+1 – значение подынтегральной функции в начале и в конце
рассматриваемого участка
Таким образом задаваясь приращением радиуса Δri=5 10 мм разбиваю
диапазон интегрирования r от R1 до R2 на некоторое количество участков.
Закон изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции
от радиуса С’mi=f(ri) находится по графику.
Ширина bi межлопастного канала в меридианном сечении на соответствующем
радиусе определяется по уравнению сплошности. Чтобы создать наиболее
что соответствует минимуму гидравлических потерь принимается плавный закон
изменения относительной скорости от W1W2 в функции от радиуса; для
обеспечения устойчивости потока в канале рабочего колеса отношение W1W2
должны быть близкими к единице.
i 0 161 302 426 539 642 739
H 108454 112464 113611 111916 107380
Полученные значения напора насоса как функции от подачи при постоянном
количестве оборотов вала двигателя n=3800 обмин позволяют построить
напорную характеристику расчетного центробежного насоса.
Под характеристикой сети насосной установки понимают графическую
зависимость напора сети Нс от расхода жидкости в сети Qc т.е. Hc=f(Qc).
Подставляем Нс = Н = 5000 Джкг и Qc = Q = 0025 м3с
Задаваясь рядом значений Qсi и подставляя их в уравнение [pic] нахожу
соответствующие значение Hci.
Таблица5 Расчет характеристики сети Нсi=f(Qc) n=const
Qc м3с0 0.005 0.01 0.015 0.020
Hc 3750 3800 3950 4200 4550
Рабочий режим определяют совмещением на одном графике в одинаковых
масштабах напорной характеристики насоса и характеристики сети. Рабочий
режим – установившийся режим работы при котором соблюдаются материальный и
энергетический балансы. Материальный баланс означает равенство количества
жидкости выходящего из насоса и расхода сети.
По заданным значениям подачи напора давлении в воздухоохладителе
сопротивлении приемного трубопровода высоте всасывания температуре
жидкости были рассчитаны геометрические параметры рабочего колеса
направляющего аппарата. Был произведен расчет на кавитацию расчет протечек
Данные расчеты позволяют изготовить питательный центробежный насос.
Список использованной литературы
Андрющенко Р.С. Нечкин Б.В. Тарандо Е.В. «Расчет рабочего колеса
центробежного насоса по струйной теории на ЕС ЭВМ.» Методические указания
к курсовому проектированию. Изд. ЛКИ 1988г.
Андрющенко Р.С. Воронов В.Ф. Гришин Б.В. «Спиральные отводы
центробежных насосов» Учебное пособие Изд. ЛКИ 1979г.
Чернов А.И. Потери и силы в центробежных насосах. Л.: Изд. ЛКИ 1985г.
Чернов А.И. «Судовые центробежные насосы». Методические указания к
курсовому проектированию. Изд. ЛКИ 1981г.