Слишком сложно? Тогда запросите консультацию специалиста!
Наша компания занимается тем, что помогает студентам выполнять различные учебные работы на заказ. Вы можете ознакомиться с перечнем выполняемых работ, а так же с их стоимостью на странице с ценами.
В процессе работы над конструкцией насоса, выбора технических решений отдельных его узлов и определения их геометрических размеров, выполняются уточняющие расчеты параметров насоса, а также прочностные расчеты. К таким расчетам относятся расчеты утечек в щелевых уплотнениях и уточнение объемного КПД; определений усилий, действующих на элементы конструкций насоса, выбор подшипников и расчет их долговечности; расчет прогиба вала и его прочности; определение механических потерь и уточнение механического КПД. При необходимости выполняются и другие уточняющие расчеты, например, расчет на прочность рабочего колеса или расчет не раскрытия стыка во фланцевых соединениях.
Уточняющие расчеты подробно освещены в специальной литературе /1, 10, 16/ и др., в настоящем пособии приведены только основные из них.
2.7.1. Расчеты утечек в щелевых уплотнениях рабочего колеса
Выбираются схема и размеры щелевого уплотнения на ведомом диске рабочего колеса (рис.2.7). Диаметр уплотнения Dу определяется диаметром горловины D1 , толщиной обода рабочего колеса и толщиной напрессованного защитного кольца (при требовании повысить износостойкость насоса часто целесообразно установить защитное кольцо на обод рабочего колеса и соответственно уплотнительное - на корпус насоса). Ввиду того, что уплотнение выполняется с определенным допуском, диаметр Dу должен быть выбран из нормального ряда диаметров по системе отверстий.
|
Рис.2.7. К расчету утечек в щелевом уплотнении
Осевая длина уплотняющей щели С выбирается максимально возможной из конструктивных соображений (рекомендуется не менее 20 мм).
Радиальный зазор в щели d выбирается минимальным d=10-3Dy, но не менее 0,2 мм. Здесь следует учитывать конструктивные и технологические возможности - допускаемую несоосность, овальность, и т.д., а также прогиб вала в месте уплотнения.
В случае осевой разгрузки рабочего колеса с помощью второго уплотнения (на ведущем диске) пространство за этим уплотнением должно быть сообщено с областью всасывания. Это достигается с помощью обводной трубы или сквозными отверстиями в ведущем диске колеса. Необходимо обеспечить минимальные сопротивления в этих трактах, т.е. проходные сечения их должны быть достаточно большими. Например, суммарная площадь отверстий f0 должна быть в 5¸6 раз больше площади сечения щели уплотнения:
. (2.24)
Расчет расхода утечки q производится по формуле
, (2.25)
где Ну - перепад напоров на уплотнении;
m - коэффициент расхода щелевого уплотнения.
Перепад напоров на уплотнении (напор утечки) определяется как разность между потенциальной частью напора ступени и падением давления по радиусу из-за вращения жидкости в пазухе между диском колеса и корпусом насоса. Если величина утечки настолько мала, что не влияет на распределение давления в пазухе и если шероховатость поверхностей диска и корпуса, а также их площади одинаковы, то можно считать скорость жидкости, вращающейся в пазухе, равной половине угловой скорости колеса. В этом случае перепад напоров на уплотнении /16/
, (2.26)
где 
vu2 - окружная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из рабочего колеса.
При отсутствии закрутки потока перед рабочим колесом, т.е. при vu1=0, из уравнения Эйлера следует
;
и 
,
u2, uy - переносные скорости на соответствующих диаметрах,
- гидравлический К.П.Д. насоса (ступени). Значением задаются исходя из следующей зависимости от коэффициента быстроходности 
. Для одноступенчатых насосов консольного типа средних размеров приближенные значения гидравлического К.П.Д. приведены в таблице 2. В этой же таблице приведены значения объемного К.П.Д. для конструкций консольных насосов с односторонним щелевым уплотнением рабочего колеса.
Т а б л и ц а 2.2
К.П.Д. одноступенчатых центробежных насосов: гидравлический и объемный
Коэффициент быстроходности- 
| 60-80 | 110-200 | 300-600 |
| Гидравлический К.П.Д -
| 0,83-0,88 | 0,90-0,93 | 0,90-0,85 |
Объемный К.П.Д - 
| 0,90-0,96 | 0,97-0,98 | 0,99 |
Коэффициент расхода 
щелевого уплотнения может быть расчитан по формуле / 16/
(2.26)
где коэффициенты сопротивления входа 
=0,3-0,35 ; выхода 
=1 ; 
-коэффициент трения в щелевом уплотнении. В случае выбора другой схемы щелевого уплотнения необходимо принимать соответствующие значения коэффициентов сопротивления входа и выхода. Коэффициент трения определяется по формуле / 16/
(2.27)
или
(2.28)
где 
; 
; 
- коэффициент сопротивления трения для трубопроводов, который рассчитывается в зависимости от числа Рейнольдса и относительной шероховатости поверхностей:
для ламинарного течения
(2.29)
для турбулентного течения по формуле А.Д. Альтшуля
(2.30)
Здесь число Re подсчитывается по полной скорости жидкости в щели и по гидравлическому диаметру щели Dг.щ.=2d
.
относительная шероховатость поверхностей щели подсчитывается как
,
где 
- величина эквивалентной шероховатости щели. Так, при чистовом точении Rz=2,5¸20 .10-3 мм или кэ=3,3¸2,6 .10-3 мм.
Значение 
неизвестно. Поэтому расчет ведут методом последовательных приближений, задаваясь ориентировочно
.
При расчете утечки через уплотнение на ведущем диске учитывается дополнительный перепад давления на разгрузочных отверстиях и изменение давления на участке от этих отверстий до щелевого уплотнения вследствие вращения жидкости в пазухе.
2.7.2. Расчет усилий на рабочем колесе
На ротор действуют осевые и радиальные силы, которые определяют нагрузку на опоры, деформируют вал, вызывают дополнительные напряжения в вале. При определении осевых усилий в различных расчетных сечениях необходимо принимать во внимание изменение диаметра вала при переходе от одного сечения к другому, в местах промежуточных уплотнений следует иметь в виду изменение эпюры распределения давления от утечки,
При движении утечки от периферии к центру давление, как правило, уменьшается и соответственно уменьшается осевая сила. При движении от центра давление возрастет, возрастает и сила. На внешнем диаметре колеса давление определяется статической составляющей напора колеса и не зависит от величины и направления движения утечки.
При различных площадях поверхностей рабочего колеса и корпуса насоса, а также при различной шероховатости их поверхностей изменяется относительная величина угловой скорости вращения жидкости в пазухе. Это также влияет на эпюру давления по радиусу.
Осевое усилие Rx на рабочем колесе центробежного насоса является результирующей двух составляющих: осевого усилия Rx1, возникающего от действия разности давлений на поверхности рабочего колеса; осевого усилия Rx2 от изменения количества движения при перестройке потока из осевого направления в радиальное.
При определении осевого усилия Rx1 предполагается, что жидкость между рабочим колесом и корпусом вращается с угловой скоростью 
. Тогда Rx1 подсчитывается по формуле
, (2.31)
где Dy - диаметр целевого уплотнения.
Осевая сила Rx1 направлена в сторону входа. Определение всасывающей силы Rx2 осуществляется как
,
где v1 - скорость потока на входе;
К<1, зависит от коэффициента быстроходности /10/.
Результирующая осевая сила подсчитывается по формуле
. (2.32)
Радиальные усилия на роторе появляются вотводах, не обладающих круговой симметрией, например, при однозавитковом спиральном отводе: направляющем аппарате с неравномерным расположением лопаток, которое может возникнуть в результате дефектов при изготовлении. Величина радиальной силы достигает максимального значения при расходе, равном нулю, затем уменьшается до минимальной величины на оптимальном режиме работы насоса и вновь возрастает на режимах перегрузки. По рекомендации Р.М.Aгульникa /I6/ радиальная сила может быть подсчитана по формуле
, (2. 33)
где Кр =0,3 + 0,4, B2 - ширина рабочего колеса.
Радиальная сила, действующая в постоянном направлении по отношению к корпусу насоса, вызывает знакопеременные напряжения в вале, что может привести к его усталостному разрушению при эксплуатации насоса на режимах недогрузки. Вызываемая этой силой деформация изгиба может привести к большим затруднениям и даже к невозможности пуска насоса с закрытой задвижкой. Кроме указанной радиальной силы на рабочее колесо в радиальном направлении действует сила тяжести и сила неуравновешенных масс, которые необходимо учитывать в расчетах. Величина силы от неуравновешенных масс подсчитывается по формуле
Rg = mw2e,
где т — масса рабочего колеса, кг; w - угловая скорость, 1/с ; e - удельная остаточная неуравновешенность, м.
Величина е определяется в зависимости от частоты вращения и от требований к надежности насоса /32/.
2.7.3. Расчет мощности механических потерь в насосе
К внешним механическим потерям мощности относят потери в подшипниках и в уплотнениях вала насоса. Для насосов с мощностью на валу Nв = 10 ¸100 кВт эта потеря составляет около 2 ¸ 3 % от Nв.
К внутренним механическим потерям относят потери на трение поверхностей рабочего колеса, на трение в щелевых уплотнениях, на
трение в щелях гидравлической пяты и дисковое трение самой пяты или разгрузочного поршня и т.д. С уменьшением ns ступени эти потери могут составить большую долю потребляемой насосом мощности.
Мощность дисковых потерь, в ваттах, можно рассчитать по формуле
, (2.34)
где К = 120 - постоянная, включающая в себя коэффициент трения; r -плотность жидкости, кг/м3; n - частота вращения рабочего колеса, об/мин; D2 и В2 -диаметр и ширина колеса на выходе, м; в2 -ширина канала колеса на выходе, м.
0бщие рекомендации для уменьшения дисковых потерь следующие. Целесообразно уменьшить толщину дисков рабочего колеса к выходу - при этом уменьшаются дисковые потери.
Для рабочих колес малых ns целесообразно наружные поверхности дисков колеса обрабатывать до шестого класса шероховатости поверхности {колеса из чугуна проточить и покрасить); уменьшать D2 , а для сохранения величины H увеличивать bл2 и z. Эффективен также переход на открытое рабочее колесо без ведомого диска.
Мощность механических потерь в подшипниках зависит от их типа и подсчитывается по следующим формулам:
Для подшипников скольжения
, квт , (2.35)
h - коэффициент динамической вязкости; r и l-радиус идлина шейки вала , м; d - радиальный зазор в подшипнике, м.
Для подшипников качения
Nm =7 10-8 Qfdn, (2.36)
где Q - нагрузка на подшипник, н; f=0,002¸0,2 - приведенный коэффициент трения; d - диаметр вала, м; n - частота вращения, об/мин.
Расчет механических потерь в сальниковых уплотнениях можно выполнить по методике, изложенной в / 1 / .
Получение величины механических потерь позволяет уточнить механический КПД
.(2.37)
Уточнение объемного КПД производится по формуле (1.43). Полный КПД насоса определяется по формуле (I.46).
