Выбор критериев, определяющих всасывающую способность рабочих колес центробежных насосов

В [11] приведены результаты данных испытаний трех рабочих колес с nq=20, 32 и 50, выполненных с совершенно одинаковыми диаметрами входных отверстий и углами установки лопастей. Во всех трех рабочих колесах начало рециркуляции на входе возникло при qRB*=0,69 (±2%), тогда как зона рециркуляции увеличивалась с ростом коэффициента быстроходности. Из данного наблюдения ясно, что рециркуляция на входе определяется главным образом параметрами входного отверстия рабочего колеса, и что рециркуляция на входе и выходе - относительно независимые явления, по крайней мере, в рабочих колеса с nq<50 (до 80) и при условии, если на внешнем диаметре рабочего колеса нет излишней обточки.

Данные результаты испытаний имеют большое значение: рассмотрим в качестве примера два рабочих колеса (рис.6) в насосах, установленных на технологической линии нефтеперерабатывающего завода; они предназначены для различных коэффициентов быстроходности nq=20 и 45 и разных кавитационных коэффициентов быстроходности, но с одинаковым диаметром входного отверстия рабочих колес (данные в таблице 2). С выбранным диаметром отверстия рабочее колесо с небольшим nq работает с углом натекания потока на входе 10є, вырабатывая nss=261 (из уравнения (5)), тогда как рабочее колесо с nq=45 работает с углом натекания потока 22є с nss=208. Углы установки лопастей были выбраны на 2є и 1є больше, соответственно, чем углы натекания потока для преодоления явлений блокировки лопастей и с учетом объемного КПД. В последней колонке в таблице 2 приведен суммарный угол атаки в точке, 50% от максимальной точки КПД потока: при nq=20 рабочее колесо работает с углом атаки в 5є, при nq=45 - с i1=11,6є.

Таблица 2: Пример рабочих колес с одинаковым входным отверстием, но для разных nq nss

общие данные: n=1475 об/мин; d1=236 мм; u1=18,2 м/с; kn=1,0
QBEP	HBEP	nq	в1,a	ц1	nss	в1B,a из уравнения (5)	угол атаки при 50% от максимальной точки КПД
м3/с	м	-	є	-	-	є	є
0,14	83	20	10	0,176	261	12	5
0,322	49,3	45	22	0,404	208	23	11,6

Данный пример свидетельствует о преимуществе хорошо сконструированного рабочего колеса с большим nss и соответственно малыми углами установки лопастей: угол атаки при частичной нагрузке значительно меньше, чем в конструкции с меньшим отверстием и соответственно большими углами установки лопастей. Если передняя кромка имеет такую форму, на которую не влияет угол натекания, то тогда отверстие рабочего колеса большего размера взаимодействует с меньшими зонами отрыва потока, чем небольшое отверстие рабочего колеса (см. также рис.2). Рис.6 и данные в таблице 2 не дают оснований полагать, что рабочее колесо с nq=20 функционирует не так эффективно, как рабочее колесо с nq=45, фактически даже наоборот.

Рис.6. Рабочие колеса с различными nq и nss, но одинаковыми диаметрами входного отверстия, форма nq=20 из [38].

Рис.7. Теоретический против фактического треугольника скоростей на втулке рабочего колеса и результирующий угол атаки.

Влияние рециркуляции на кавитационное разрушение. Существуют по крайней мере два механизма, которые способны вызвать кавитационное разрушение вследствие рециркуляции в отверстии рабочего колеса:

Сильные вихри образуются в слое, работающем на сдвиг (пограничном слое) между рециркулирующим потоком и потоком, попадающим в рабочее колесо. Если давление в центре вихрей становится меньше давления пара, образовываются пузырьки пара. Когда эти пузырьки перемещаются в зоны более высокого давления, они схлопываются. Если такое схлопывание происходит достаточно близко от структурной поверхности, то кавитационное разрушение возникает лишь при условии, если гидравлическая интенсивность кавитации превышает кавитационное сопротивление материала. Как правило, данный вид повреждения наблюдается на внешней половине напорной стороны лопастей. В противоположность мнению, иногда высказываемому в литературных источниках, данная форма кавитации. как и любая другая, зависит от имеющегося кавитационного запаса, даже если необходим большой NPSHA для ее подавления. (В центре вихря давление становится меньше давления насыщения, даже несмотря на то, что рассчитанный профиль давления может быть больше насыщения).

Если возникает сильная рециркуляция, т.е. если скорость рециркулирующего потока больше скорости сквозного потока и образуется сильный вихрь (отсутствие эффективно действующих стержней или лопаток перед рабочим колесом), то поток проходит возле втулки под большим углом (рис.7). Если угол установки лопатки и профиль не совпадают с углом натекания потока, может возникнуть отрыв и кавитация, что, в свою очередь, может привести к разрушениям на напорной стороне лопасти возле втулки.

Естественно, данная форма кавитации, как и любая другая зависит от имеющегося кавитационного запаса. Так как пузырьки (в обоих случаях, упомянутых выше) схлопываются на напорной стороне лопастей, задающий перепад давления - большой. Поэтому, известно, что данные формы кавитации очень эрозивны.

Оба вида кавитации, описанные выше, довольно трудно определить количественно при визуальном наблюдении во время проведения тестов. Из всех способов качественного определения риска, связанного с кавитационным разрушением, существующих в настоящее время в печати, наилучшим является измерение кавитационного шума (пункт [12]).

Влияние рециркуляции на колебания.

Рециркуляция при частичной нагрузке вызывает гидравлические возмущающие силы большой амплитуды, как правило, с частотой, меньшей частоты вращения вала обычно также усиливает колебания с частотой, совпадающей с частотой вращения лопасти. Влияние рециркуляции при частичной нагрузке на колебания можно проиллюстрировать лишь косвенно путем анализа колебаний, замеренных во время эксплуатации при низких подачах, когда уровень рециркуляции - максимальный. Было проведено широкомасштабное исследование [21] для немецкого VDMA для определения каких-либо различий гидравлического возмущения рабочего колеса с большим и средним кавитационными коэффициентами. Испытаниям были подвергнуты три насоса различных предприятий-изготовителей; в каждом насосе были замерены два рабочих колеса с разными nss. В таблице 3 приводится краткий обзор результатов; данные динамические параметры - среднеквадратические величины, представляющие наинизшие и наивысшие результаты данных в установленном диапазоне испытаний (0,35<q*<1,25 и NPSH3<NPSH<NPSHi).

Для каждого коэффициента быстроходности кривые КПД з=f(Q) обоих рабочих колес были идентичны, что указывает на то, что большее отверстие, необходимое для получения большого nss, не оказывает значительного влияния на энергию, рассеиваемую рециркуляцией при частичной нагрузке (см. раздел 3.1). Динамические измерения в таблице 3 не свидетельствуют о каких-либо определенных тенденциях и существенных различиях в рабочих колесах со средним и большим nss. Если nq насоса равен 11 рециркуляция в насосе при небольшом nss рабочего колеса возникает раньше, чем при большом nss (кажется, что в данном случае начало рециркуляции больше связано с безударной мощностью).

Таблица 3: Влияние кавитационного коэффициента быстроходности из [21]

n	об/мин	3480		3100		3480
nq	-	11		22		42,5
nss	-	190	237	196	268	173	232
q*	-	1,12	0,98	1,31	1,16	0,94	1,12
q*рецирк. на выходе	-	1,12	1,05	не измерено
в1B,a	є	24	17	26	17,5	19	17
d1	мм	76	82	100	120	110	117
вибрация вала	мм	8…20	11…25	38…44	32…38	2…5	3…7
вибрация корпуса	мм/с	1,4…3,3	1,8…4,6	0,9…1,7	1,1…1,9	2,7…10,4	3,1…8,8
пульсации давления в % от Н	вход	0,45…0,83	0,6…2	0,95…2,4	0,5…2,4	0,84…1,4	0,9…1,6
	выход	2,3…4	2,8…6,5	3,3…8,2	1,7…6,1	1…2,1	0,88…2,4

5. Истории вопросов

Ниже рассматриваются примеры, демонстрирующие влияние кавитационного коэффициента быстроходности (если таковой имеется) на надежность. В таблице 4 дан краткий обзор соответствующих данных.

a. Откачивающий насос.

Откачивающие насосы, как правило, работают с холодной деаэрированной водой с низким NPSHA; данные условия очень агрессивны с точки зрения кавитационной эрозии. На электростанции с меньшим ожидаемого NPSHA в больших откачивающих насосах (с диаметром рабочего колеса более 500 мм) возникала незначительная кавитационная эрозия на напорной стороне лопасти после 20000 часов эксплуатации. Первоначальное рабочее колесо с большим углом атаки, разработанное в 1956 году согласно принципа «Н», по всей вероятности функционировало по левую сторону от максимальной точки КПД с рециркуляцией на входе; оно было заменено современной конструкцией с плоским распределением давления. Оба рабочих колеса были предназначены для выполнения одной и той же функции (как показано в таблице 4). Тогда как кривые Q - H в обоих рабочих колесах были идентичны в диапазоне действия, энергия и КПД отличались, рис.8.

Рис.8. Графики рабочих характеристик откачивающего насоса

efficiency - КПД;

head - напор;

power (KW) - мощность (кВт).

Результаты испытаний четко отображают удивительные различия между двумя конструкционными принципами, описанными выше. Основные результаты можно кратко привести в следующем виде (более детально в [23]):

Диаметр отверстия нового рабочего колеса был уменьшен на 7%; углы установки лопастей были оптимизированы посредством CFD, в результате чего угол атаки уменьшился до 2є (до этого был 10є). Несмотря на заметные изменения диаметра отверстия и угла атаки на входе, у обоих рабочих колес кавитационный коэффициент быстроходности был одинаковым nss=278.Таблица 4: Истории вопроса

вопрос	откачивающий насос	погружной насос	насос охлаждающей воды 1	насос охлаждающей воды 2
тип насоса	многоступенчатый	одноступенчатый двойного входа	консольный насос	двухступенчатый, полуосевой, вертикальный
nq	36	28	55	64
QBEP (м3/с)	0,37	0,23	1,0	0,75	0,72
проблема	кавитационная эрозия с предельным NPSHA из-за большого угла атаки, приводящего к возникновению каверн большого объема	высокая частота колебаний, вызванная кавитацией при перегрузке q*>1	кавитационная эрозия и шум при q*<0,7. Рабочее колесо с 10%-ной обточкой на наружном диаметре рабочего колеса и неоднородной средой втекающего потока	ниже q*<0,25 чрезмерные колебания, слишком низкий КПД. Мощность на закрытую задвижку, превышающая мощность электродвигателя
состояние	первоначальное (1956)	измененное (1989)	первоначальное	измененное	первоначальное	измененное	первоначальное	измененное
принцип конструк-ции	H	L	H	L	H	L
nss	278	278	215	180	222	275	215	190
u1 на заводе (м/с)	26,7	24,9	62,3	31	27	24,9	20,6
D1/D1,Ref	1,0	0,93	1,0	1,0	0,87	1,0	0,83
в1a (угол потока)	9,4	11,8	13,5	13,5	18	16	10,2	19
i1	10	-2	7,5	1,5	1	1	1	2
з/зRef	1,0	1,047	1	1,012	1	-	1	1,05
Po/Po,Ref	1,0	0,78	1	0,97	-	-	1	0,89
уi (в макс КПД)	2,5	0,96	2,2	0,65	-	0,56	-	-
уA	0,18	0,21	0,42	0,33	0,43	0,27	0,39

Как побочный эффект улучшенной конструкции входного отверстия, КПД увеличился на 4% в максимальной точке КПД и на 6% при частичной нагрузке. Потребление мощности при работе на закрытую задвижку уменьшилось с 245 до 190 кВт (22%). Это означает, что рециркуляция на всасывании существенно уменьшилась. Заметим, что nss одинаковый для обоих рабочих колес и, следовательно, совершенно не отражает различия.

NPSH3 в новом рабочем колесе увеличился только на 145% от потока в максимальной точке КПД, таким образом, отрицательный угол атаки не вызвал никаких сбоев в работе.

Кавитационное начало в рабочем цикле (при нагрузке) снизилось от уi=2,5 до 0,96.

Объем каверны и градиента давления в зоне схлопывания снизились приблизительно на 50%, что было доказано посредством измерения кавитационного шума в жидкости и шума, возникающего при взаимодействии жидких и твердых поверхностей во всей области потока [23]. Данный факт указывает на то, что отрицательный угол атаки, не вызвал кавитацию на обратной (напорной) стороне лопастей благодаря правильно подобранному контуру передней кромки и оптимизации угла, поэтому угол атаки относительно не влияет на распределение давления.

Наконец, был проведен контроль покраски эрозированных мест в контролируемых условиях в соответствии с методами, разработанными в [12], рис.9, на котором показано, что интенсивность гидравлической кавитации была существенно уменьшена.

Согласно данному примеру:

Можно получить один и тот же nss при различных диаметрах отверстия рабочего колеса с довольно различной степенью интенсивности рециркуляции, как продемонстрировано потреблением энергии при частичной нагрузке и КПД в максимальной точке КПД и ниже.



Рис.9. Контроль по краске эрозированных мест показывает места устранения разрушающей кавитации

Рабочие колеса даже с большим отверстием и явно большей интенсивностью рециркуляции никогда не приводили к возникновению каких-либо проблем, связанных с колебаниями.

Рабочее колесо, изготовленное в 1956 году согласно принципу «Н» применялось без каких-либо осложнений на многих заводах (даже одинакового размера и производительности). Незначительное кавитационное разрушение, о котором говорилось выше, было исключительно следствием меньшего, чем ожидалось предела FNPSH.

Насос, устанавливаемый в трубопроводе.

О разработке рабочих колес для насосов по перекачке сырой нефти, устанавливаемых в трубопроводе, мощностью 12000 кВт, и напором на одной ступени 616 м шла речь в [24]. Данные насосы предназначались для подачи 1,85 м3/с, однако эксплуатировались при подаче вплоть до 2,4 м3/с при увеличении пропускной способности трубопровода. При большой подаче и низком NPSHA были выявлены неисправности уплотнений вала, которые были вызваны пульсациями давлений большой частоты, причиной которых послужило схлопывание кавитационных каверн. Лишь по той причине, что перекачивалась нефть, это не привело к кавитационному разрушению, несмотря на большую окружную скорость рабочего колеса (при перекачивании воды в данных условиях обширная эрозия была бы неизбежна). Для того, чтобы удовлетворять изменившимся требованиям по эксплуатации, возникла потребность в разработке новых рабочих колес. В таблице 4 приведено более подробное описание; краткий обзор основных результатов приведен ниже.

Диаметр отверстия нового рабочего колеса был таким же, как и основной однако согласно принципу “L”был разработан новый комплект лопастей. Тем самым угол атаки был уменьшен с 7,5є до 1,5є.

Как побочный эффект КПД увеличился с 89% до 90% в максимальной точке КПД (и на 4% при частичной нагрузке). Потребление энергии при частичной нагрузке слегка уменьшилось.

NPSH3 увеличился во всей области потока: nss снизился от 215 до 180. Начало кавитации уменьшилось н менее, чем 1/3 от уi=2,2 до 0,65. Несмотря на увеличение NPSH3 и очевидное понижение предела безопасности NPSH, длина и объем каверны значительно уменьшились. Об этом свидетельствует уменьшение (как правило, на 50%) кавитационного шума, шума. вызванного взаимодействием с твердыми поверхностями (или колебаний корпуса), радиальных возмущающих сил (неустойчивая радиальная сила) и пульсаций давления на всасывающей стороне; графики испытаний - в [24].

При наблюдении за кавитацией в насосе - образце, используемом для данных разработок, были также выявлены дополнительные улучшения корпуса на входе, которые позволили снизить степень образования кавитационных пузырьков при потоках выше максимальной точки КПД.

Данный случай касался больше проблемы перегрузки, а не частичной нагрузки. С первого взгляда может показаться удивительным то, что неполадки, вызванные кавитацией при перегрузке были устранены путем установления рабочего колеса с меньшим кавитационным коэффициентом быстроходности. Данный случай опять-таки свидетельствует о том, что по nss можно в некоторой мере судить о NPSH3, однако прямо установить начало кавитации, объем каверны или эрозию и колебания по нему невозможно.

В случае с откачивающим насосом размеры отверстия основного рабочего колеса и углов атаки лопастей на входе были просто завышены, но даже и уменьшение диаметра отверстия не привело к снижению nss. Напротив, размеры отверстия насоса, установленного в трубопроводе были точными, однако, контуры лопастей и углы атаки не предназначались для минимизации NPSHi, объем каверны и энергия схлопывания - в соответствии с современным состоянием.

Насос охлаждающей воды 1.

В одноступенчатом насосе охлаждающей воды с консольным рабочим колесом, который должен работать продолжительный период времени ниже 70% от подачи в максимальной точке КПД, возникли проблемы, связанные с шумом и кавитационной эрозией. Перед насосом находилось несколько колен в различных плоскостях, которые нарушали распределение потока на входе. Коэффициент быстроходности рабочего колеса равнялся nq=55, и становился, таким образом, чувствительным к неоднородному потоку на входе. При установке устройства, выравнивающего поток, перед входом в насос, замеряемый шум твердых поверхностей уменьшился при q*=0,7 на 45%, а пульсации давления во всасывающей трубе - на 88%. Таким образом можно было бы также решить проблему эрозии, но для выполнения данной функции размеры насоса были завышены, и оператор запросил новое рабочее колесо, размеры которого подходили бы больше для 0,75 м3/с, а не для 1,0 м3/с. Новое колесо было изготовлено по принципу “L”; диаметр отверстия был на 13% меньше и nss равнялся 275, тогда как nss первоначального рабочего колеса был лишь 222. Начало кавитации в максимальной точке КПД быо очень низким: уi=0,56; рециркуляция на входе начиналась при 60% от потока в максимальной точке КПД (расчет согласно [2] дал бы 118%). Благодаря уменьшению диаметра отверстия рабочего колеса уА возросло на 32%; теперь новое рабочее колесо работало близко к началу кавитации, а каверны были небольшие. Рабочее колесо с большим nss превосходило лишь рабочее колесо с меньшим nss.

Насос охлаждающей воды 2.

В вертикальных двухступенчатых насосах охлаждающей воды с полуосевыми рабочими колесами и nq=66 при испытаниях была зафиксирована вибрационная скорость до 15 мм/с при q*=0,2, а мощность на закрытую задвижку превышала мощность электродвигателя. Некоторые повреждения подшипника с водяной смазкой, расположенного под первым рабочим колесом подтвердили, что гидравлические возмущающие силы были действительно повышенные. nss всасывающего рабочего колеса был равен 215; размеры насоса были завышены и рабочие колеса на обеих ступенях были обточены. Согласно данным по вибрации повышенная рециркуляция при частичной нагрузке была наиболее вероятной причиной возникающих проблем.

Всасывающее рабочее колесо было заменено имеющейся моделью, диаметр отверстия которого был меньше на 17%, а nss равнялся 190. Вибрационные скорости при q*=0,2 уменьшились от 15 до 3,5 мм/с; КПД при частичной нагрузке достиг необходимого уровня, а мощность на закрытую задвижку понизилась на 11%. Данные результаты подтвердили, что чрезмерная рециркуляция при частичной нагрузке от всасывающего рабочего колеса привела к возникновению проблем. Размер отверстия первоначального рабочего колеса был завышен, однако nss не указывал на этот факт. При угле натекания потока 10є, 2є, nss рабочего колеса должно было быть от 250 до 280, уравнение (5). Возможно, проблема взаимодействия рециркуляции на входе и выходе была отчасти вызвана большой обточкой. (Во всем мире тысячи полуосевых насосов различных предприятий-изготовителей безотказно работают с кавитационными коэффициентами быстроходности значительно превышающими nss=215).

Заключение: Начало и интенсивность рециркуляции на входе зависят от градиента давления, перпендикулярного направлению основного потока, торможения в области проходного сечения рабочего колеса и угла установки. При nq<50 рециркуляция на выходе едва влияет на рециркуляцию на входе. Считается, что отношение d1a/d1i диаметров лопастей во внешней и внутренней линиях тока оказывает большое влияние на рециркуляцию. Ни данные диаметры, ни углы установки лопастей на входе, ни область проходного сечения напрямую не связаны с кавитационным коэффициентом быстроходности nss или коэффициентом быстроходности nq. При рассмотрении историй вопроса и соответствующих испытаний в [21] не было обнаружено никакой связи между nss и колебаниями.

6. Предотвращение кавитационного разрушения

Риск возникновения кавитационного разрушения должен быть минимизирован следующими способами:

Соответствующая гидравлическая конструкция устройств и деталей перед рабочим колесом должна обеспечивать однородное, а также реальное распределение потока. Сюда относится расположение всасывающих труб, конструкция грязеотстойников для установки в колодцах или радиальные колена на входе многоступенчатых насосов, а также насосы с двойным входом.

Гидравлическая конструкция рабочего колеса должна оптимизировать распределение давления на лопастях для максимального уменьшения объема каверны для любого, данного кавитационного запаса и минимизации дифференциала ведущего давления в зоне схлопывания пузырьков (согласно разделу 3.1, в котором рассматривается принцип “L” и истории вопросов с 5.1 по 5.3).

Выбор походящего насоса для выполнения определенных функций: большинство насосов работают при частичной нагрузке с большим риском возникновения кавитационного разрушения, чем возле максимальной точки КПД - будь-то вследствие больших углов атаки, или из-за вихрей, вызванных рециркуляцией на входе. Завышение размеров насоса, как правило, влечет за собой материальные убытки вследствие дополнительного потребления энергии и часто в связи с увеличением расходов на техническое обслуживание.

Определение имеющегося NPSH, необходимо для обеспечения эксплуатации без риска возникновения эрозии, и/или шума и вибраций вследствие воздействия кавитации посредством установления соответствующих запасов или анализа риска возникновения кавитационного разрушения.

Выбор соответствующих материалов. В пунктах (1) и (2) речь идет о минимизации объема каверны при любом данном потоке и давлении на входе, а в пунктах (4) и (5) рассматриваются способы устранения риска разрушения при работе насоса с ограниченным объемом кавитации. Именно этого пытаются достичь при эксплуатации большинства насосов, так как в большинстве случаев применения насосов неэкономично и совсем не обязательно полностью подавлять образование каверн на входе в насос посредством обеспечения большого NPSHA или выбора достаточно низкой частоты вращения насоса.

Риск возникновения кавитационного разрушения можно оценить количественно - хотя и не однозначно [12, 7]. Соотношения для прогноза разрушений, приведенные в [12], были в дальнейшем подтверждены дополнительной проверкой [25] и стали использоваться для диагностики кавитации [26]. Метод прогнозирования разрушения использовался для вычисления допустимой длины каверны, при которой срок службы рабочих колес, изготовленных из нержавеющей стали, составлял бы 40000 часов, рис.10. На нем изображена зависимость допустимой длины каверны и имеющегося NPSH; причиной является то, что интенсивность гидравлической кавитации увеличивается с ростом объема каверны (длины) и дифференциала ведущего давления в зоне схлопывания, как определено количественно давлением на всасывании (т.е. NPSHA). Расчет основан на потере металла вследствие кавитации на 6 мм за 40000 часов при прочности на растяжение нержавеющей стали Rm=800 Н/мм2. Для оценки допустимой длины каверны в других условиях примените Lcav из графика и к реальным условиям, используя уравнение (8):

(8)

Rm,Ref = 800 Н/мм2; IL,Ref = 40000 ч; ДeRef = 6 мм.

В [12] и [23] уже неоднократно повторялось то, что нельзя сделать однозначный прогноз кавитационного разрушения, так как кавитационная эрозия зависит от различных параметров; поэтому на рис.10 отражены лишь тенденции и порядок величин. Толщина и объем каверны увеличиваются с ростом ее длины. Для Lcav/T1a > от 0,3 до 0,5 данный эффект довольно сомнителен (см. также пункт 5.1).

При выборе скорости и размера насоса для данного NPSHA или когда определяется NPSHA, необходимого для безопасной эксплуатации данного насоса можно выделить типичные сферы применения:

Рис. 10. Значения длины кавитационной каверны для стальных рабочих колес после 40000 часов эксплуатации

А: Перекачивание воды, температура которой t < 200єC.

Насосы с окружной скоростью входного отверстия рабочего колеса u1 > 75 м/с должны работать фактически без начальной стадии кавитации. так как даже слишком маленькие каверны могут вызвать эрозию. Для данных насосов диаметры отверстий рабочего колеса предельно уменьшают для того, чтобы окружная скорость u1 NPSHi оставались минимальными. В данную группу насосов входят высокопроизводительные спринклерные насосы и питательные насосы котла для очень больших атомных и тепловых электростанций.

При выборе насосов с окружными скоростями входного отверстия рабочего колеса 50 < u1 < 75 м/с, следует удостовериться в том, что длина каверны известна и что она действительно ограничена для предотвращения чрезмерного кавитационного разрушения (обычно, в данной сфере применения для создания достаточного NPSHA, требуется бустерный насос). Типичными примерами являются применение спринклерных насосов в нефтяных месторождениях и питательных насосов котла на электростанциях среднего размера. Правильный выбор можно сделать, используя вышеупомянутые методы, по которым можно рассчитать предполагаемый срок службы рабочего колеса, если длина каверны известна из испытаний, либо ее можно достаточно точно вычислить. [12, 7].

Длина каверны в насосах с окружной скоростью входного отверстия рабочего колеса u1 < 50 м/с может быть неизвестной. Следует применить соответствующий запас или «коэффициент безопасности кавитации» к NPSH3 для определения NPSHA необходимого для обеспечения безотказной работы (таблица 1 или другое логическое обоснование).

В некоторых случаях применения насосы эксплуатируют с кавитационным контролем: в данном случае перекачиваемая подача определяется степенью кавитации, которая приводит к такой степени уменьшения напора, когда оставшийся напор способен преодолеть напор, требуемый системной характеристикой. В случае с рабочими колесами, изготовленными из нержавеющей стали, и u1 < 20 м/с степень кавитационной эрозии может оставаться в приемлемых пределах.

Б: Перекачивание углеводородов.

Риск возникновения кавитационной эрозии при перекачивании углеводорода значительно ниже, чем в системах по перекачиванию воды. Имеющийся NPSH определяется показателями безопасности (таблица 1 или другое логическое обоснование). Для насосов с большой окружной скоростью u1 > от 50 до 60 м/с, объем каверны также должен быть ограниченным для предотвращения чрезмерного шума и вибрации (история вопроса 5.2) или даже эрозии.

Заключение

Сомнения некоторых потребителей насосов относительно приобретения насосов с кавитационными коэффициентами быстроходности, превышающими определенный уровень (например, nss = 213) вызваны исследованиями насосов, разработанных 30 - 40 лет назад [1, 3]. Широкомасштабные исследования и разработка высокоэнергетичных насосов за последние 30 лет прояснили природу потока в насосах и причины происходивших ранее неполадок. В результате появился новый принцип конструкции для всасывающих рабочих колес с низким углом атаки и плоскими распределениями давления. В изготавливаемых ранее рабочих колесах с большим nss большое отверстие и большой угол атаки были причиной обширного отрыва потока при частичной нагрузке (часто даже и в максимальной точке КПД). Чтобы компенсировать отрицательное влияние большого угла атаки, диаметр отверстия необходимо было увеличить до размеров, превышающих оптимальные с тем, чтобы получить желательный кавитационный коэффициент быстроходности, см. ур. (5). Так, чрезмерные окружные скорости рабочего колеса u1 вместе с отрывом потока и рециркуляцией привели к возникновению шума, вибраций и кавитационного разрушения (например, результаты испытаний в разделе 5.1).

По определению, кавитационный коэффициент быстроходности - это взаимосвязь между скоростью вращения n, производительностью QмтКПД и NPSH3,мтКПД, которая относится к распределению давления, направленному по потоку, Дp=f(L) по лопастям рабочего колеса. Дp=f(L) зависит от однородности набегающего потока, контура передней кромки, и, что наиболее важно, угла выноса крыла лопасти или в1В. Данный экспериментальный факт, выраженный уравнением (4), наблюдали на радиальных рабочих колесах, а также шнеках, однако он не зафиксирован в «классической теории насосостроения», как выражено ур. (2). Оно указывает на то, что пик низкого давления, другими словами, «качество потока» улучшается по мере уменьшения угла натекания потока или увеличения отверстия рабочего колеса. По этой причине NPSH уменьшается (несмотря на большую u1) - и кавитационный коэффициент быстроходности увеличивается - по мере того, как углы натекания потока и углы установки лопастей уменьшаются. Чем меньше угол установки лопасти на входе в1В, тем меньше угол атаки потока при частичной нагрузке: в общем, у рабочего колеса с в1В = 24є при q* = 0,5 - угол атаки i1 = 12є, тогда как у рабочего колеса с в1В = 10є при том же потоке - угол атаки i1 = 5є.

Тогда как качество потока по потоку повышается с меньшими углами в1В, это не обязательно верно для распределения давления по высоте лопасти, которое оказывает главенствующее влияние на рециркуляцию на входе рабочего колеса. И в дальнейшем выгодно сохранять окружную скорость u1 невысокой, так как влияние кавитации и всегда присутствующие гидравлические возмущающие силы увеличиваются экспоненциально с ростом u1. В результате, следует подобрать оптимальный диаметр входе рабочего колеса. Для данного применения, с данным NPSHA методика, описанная в разделе 3.2 и на рис.4, может помочь определить этот оптимум. Данная методика основана на запасе по NPSH3, который увеличивается с окружной скоростью u1, ур. (Е1.1) в таблице 1.

Распределения давления по потоку и по высоте лопасти не связаны настолько, чтобы использовать nss в качестве критерия интенсивности (и тем более начала) рециркуляции на входе: ни низкий или средний nss не может гарантировать минимальную степень рециркуляции (см.5.4), а большой nss не подразумевает наличие чрезмерных вибраций или рециркуляции, см. также [8]. Как было продемонстрировано экспериментами в разделе 5 и таблице 3, кавитационная эрозия, рециркуляция и вибрации не связаны с кавитационным коэффициентом быстроходности.

При рециркуляции потока при неполной нагрузке, поток в рабочем колесе полностью трехмерный и неустойчивый и зависит от многих параметров, включая формы сечения рабочего колеса и лопастей. Такие потоки нельзя спрогнозировать каким-либо простым способом. Соотнесенность возникновения и интенсивности рециркуляции, возмущающих сил и риска кавитационной эрозии лишь с одним параметром, например, кавитационным коэффициентом быстроходности или углами установки лопастей было бы чрезмерным упрощением, что приводило бы в заблуждение при выборе экономичного и абсолютно надежного насоса для применения в определенной сфере.

Так как ни начало рециркуляции при частичной нагрузке, ни ее интенсивность, и, меньше всего, влияние рециркуляции на механическое функционирование насоса нельзя соотнести с какой-либо отдельной конструкцией или эксплуатационным параметром, формальное ограничение кавитационного коэффициента быстроходности нельзя рекомендовать в качестве критерия при выборе насоса. Методика прогнозирования рециркуляции на входе, приведенная в [2], не основывается на данных [9] и [10], а также данных, используемых в разделе 5. Методику прогнозирования рециркуляции на выходе, приведенную в [2], можно считать практически бессмысленной, так как в ней не учитывается влияние торможения потока за рабочим колесом, которое, в основном, и является причиной возникновения такой рециркуляции [9].

Уменьшить nss для любого данного рабочего колеса можно было бы посредством сокращения передней кромки лопасти, что привело бы к существенному увеличению нагрузки на лопасти на входе и тем самым вызвало бы нарушение способности всасывания. Совершенно ясно, что не следует придерживаться данной методики, так как вместо того, чтобы улучшить работу насоса, ее безопасность будет подвержена риску. Заметим, что, в том, что иногда прибегают к уменьшению передней кромки с тем, чтобы переместить кривую NPSH в большие подачи, нет ничего противоречивого; на самом деле можно оптимизировать NPSH посредством умеренных сокращений, но всегда есть оптимальная нагрузка на лопасти, при превышении которой эксплуатационные показатели снова ухудшаются. Решающим фактором является распределение давления, а, следовательно, форма лопасти, контур и угол атаки, а не диаметр отверстия рабочего колеса или кавитационый коэффициент быстроходности.

Гидравлические критерии для выбора насосов.

Далее приводится краткий обзор некоторых гидравлических критериев для рационального выбора насосов. Данные критерии касаются главным образом, потребностей насосов с окружными скоростями отверстия рабочего колеса меньше 40 и до 50 м/с (критерии более точны для насосов высокой производительности). Характеристики и материалы механической конструкции насоса здесь не рассматриваются, хотя и имеют одно из первостепенных значений.

Для того, чтобы сделать правильный выбор, и, тем самым, обеспечить экономичную работу с точки зрения технического обслуживания и затрат на электроэнергию, необходимо сделать многоаспектный анализ всех характеристик насоса, системы. в которой он должен работать, требований по эксплуатации, а также вопросов безопасности и защиты окружающей среды.

Любые конкретные цифры, приведенные ниже, не следует воспринимать так категорично. Скорее, их нужно рассматривать лишь как общие тенденции. Даже, несмотря на то, что большинство приводимых ниже критериев выражено количественно, к их оценке и определению пригодности для отдельного применения подходят индивидуально.

Расчетный (номинальный) поток согласно API610:

(API610). В насосах мощностью РмтКПД >200 кВт или подачей свыше QмтКПД>1000 м3/ч предпочтительно, чтобы номинальный поток был в пределах .

Непрерывная работа:

В пределах для nq<50.

Превышение размеров:

Для предотвращения ненужной работы при неполной нагрузке и связанных с ней потерь энергии в настоящее время принято считать, что не следует завышать «пределы безопасности», что приводит скорее к понижению степени безопасности и экономичности работы насоса, а не к ее повышению.

КПД:

Сравнение предлагаемых КПД и статистических данных может оказаться полезным. Такие данные в виде графиков и уравнений для четырех различных типов насосов приведены в [7]. Их с легкостью можно применять при выборе или оценке насосов; в дополнение этих данных приводятся уравнения для предлагаемого допуска прогноза КПД, а также для оценки теоретически достигаемых КПД. Если предлагаемый КПД существенно меньше среднестатистического, то стоит исследовать причины данного недостатка: они могут заключаться в плохой гидравлической конструкции, например, чрезмерном угле атаки, рециркуляции, близкой к максимальной точке КПД, чрезмерно деформированных профилях скоростей, потенциально разрушительной скорости рециркуляции (как в случае 5.4). Для небольших насосов с существенной долей механических потерь данным критерием можно пренебречь.

Набегающий поток:

Расположение всасывающих трубопроводов, размещение грязеотстойников или колено на входе многоступенчатого насоса или насоса с двойным всасыванием должны обеспечивать относительно однородный поток на входе рабочего колеса.

Характеристика системы:

Для того, чтобы правильно подобрать насос, необходимо знать характеристику системы с тем, чтобы определить максимальный и минимальный поток и исследовать последствия параллельной работы (если есть необходимость).

Запас NPSH:

Обеспечить соответствующие запасы между NPSHA и NPSH3 (например, в соответствии с таблицей 1 и разделом 6). Если кавитационный коэффициент быстроходности слишком мал для данного применения, и NPSHA нельзя увеличить, запас становится слишком низкий, и при эксплуатации рабочего колеса возникает обширная кавитация; возможна оптимизация согласно разделу 3.2 и рис.4.

Обточка рабочего колеса:

Ограничить обточку на внешнем диаметре рабочего колеса, особенно при больших коэффициентах быстроходности, табл.5. При выборе насосов с большими обточками следует учесть, что при уменьшении внешнего диаметра рабочего колеса, безударный поток на входе не смещается к более низкому потоку: предположим, что безударный вход с максимальным диаметром находится в точке 110% от максимальной точки КПД, а насос рассчитан на 80% от максимальной точки КПД с обточенным диаметром, который может быть в точке 85% от максимальной точки КПД при максимальном диаметре; тогда насос будет работать при от безударного потока. Насос с nq>30 и мощностью P>50 кВт следует выбирать рядом с его (обточенной) максимальной точкой КПД, когда требуется большая обточка.

Таблица 5: Пределы максимальной обточки наружного диаметра рабочего колеса [7]

Максимальная обточка на d2: d2*=d2,обточ./d2,номин для спиральных насосов [7]	nq<40	d2*>0,8	0,85 взамен 0,8 должно быть предпочтительно
	nq>40	d2*>0,8+0,0025(nq-40)

Рабочие колеса на малые подачи:

Когда номинальная подача значительно ниже 80% от максимальной точки КПД, можно запросить у торговца специальное рабочее колесо для малой подачи: только само снижение потребления электроэнергии может быстро возместить дополнительные затраты. Это относится особенно к тому случаю, когда необходима большая обточка. Чем больше коэффициент быстроходности и мощность насоса, тем больше внимания следует обращать на этот вариант для того, чтобы сэкономить расходы на электроэнергию и повысить надежность эксплуатации.

Вибрации:

Судить о вибрации по измеренной вибрации: зачем полагаться на какие-то косвенные показатели сомнительной верности? Принятые промышленные стандарты вибраций корпуса подшипника (такие как API 610 или ISO 10816_3) довольно точные, и, если их как следует соблюдать, то они могут наилучшим образом указывать на то, что возмущающие силы и реакция насоса на эти силы - адекватны. Если имеет значение износ щелевых уплотнений, то дополнительные испытания с максимально допустимыми зазорами щелевого уплотнения могут влечь дополнительные расходы.

Зазор между лопастями рабочего колеса и языками спирали или диффузорными лопатками:

В настоящее время в промышленности бытует мнение о том, что необходимо достаточное расстояние между лопастями ротора и статора для поддержания сил взаимодействия лопастей, шума и вибраций на приемлемом уровне. Рекомендации можно найти в различных источниках, например [9] и [7].

Двухзавитковые отводы:

Для уменьшения нагрузки на подшипники, нагрузок на вал и его деформации, принимая во внимание уплотнение вала (критерий API) и риск износа щелевых уплотнений, необходимы скорее двухзавитковые отводы, нежели однозавитковые свыше определенного напора на одной ступени. Ограничивающий напор на одной ступени зависит от коэффициента быстроходности и деталей механической конструкции (выступ рабочего колеса, несущая способность, подача и толщина вала).

«Проверенные» кавитационные коэффициенты быстроходности:

Несмотря на то, что не существует абсолютных пределов nss (который может быть как меньше 150, так и до 700 для промышленных шнеков), для насосов высокой производительности требуются относительно меньшие диаметры на входе (а, следовательно, и nкб) с тем, чтобы окружная скорость u1 была минимальна (разделы 3.2 и 6). Согласно [7], nss в таблице 6 можно считать «проверенным»; когда они изготовлены с низким углом атаки, они представляют современное состояние. Однако, как детально рассматривалось выше, придерживание данных пределов не гарантирует хорошую работу и непреднамеренное повышение этих пределов не обязательно влечет за собой неполадки в работе.

Таблица 6: Проверенный кавитационный запас nss (об/мин, м3/с, м)

Применение	u1 (м/с)	nss
Стандартные колеса с осевым входом или с проходным валом	<50	от 160 до 220
Всасывающие колеса с осевым входом	<35	от 220 до 280
Всасывающие колеса с проходным валом	<50	от 180 до 240
Конструкции высокооборотных насосов для низких	<50	от 160 до 190
Промышленный индуктор	<35 (45)	от 400 до 700

Угол атаки в максимальной точке КПД:

Высокий угол атаки приводит к образованию зон отрыва потока, больших по объему каверн и увеличивает интенсивность рециркуляции на входе. как показано на примере в разделе 5.1, для различных диаметров на входе рабочего колеса можно получить одинаковый nss: чем больше pmin для данной окружной скорости (или чем выше качество потока), тем меньше может быть входное отверстие рабочего колеса для данного nss. Уравнение (5) дает статистическую оценку между набегающим потоком и nss. В конструкциях, дающих значительно меньший nss для данного входного отверстия рабочего колеса, чем рассчитанный по уравнению (5), наверняка большой угол атаки, либо плохая гидравлическая конструкция (для шнеков используйте уравнение (6)). Хотя угол атаки в максимальной точке КПД в физическом смысле надежный критерий, применить его на практике, к сожалению, не всегда легко, так как углы атаки лопастей не четко определяются при применении специальных контуров, и натекание потока зависит от распределения потока на входе.

Рециркуляция при частичной нагрузке:

Косвенными показателями рециркуляции при частичной нагрузке являются:

Чрезмерное потребление энергии при нулевой подаче.

Если кривая NPSH3=f(Q) поднимается при частичной нагрузке и/или очень плоская при q*>>1, то, по всей вероятности, размеры отверстия рабочего колеса были завышены либо же был установлен большой угол атаки.

Отношение c1u,a/u1 при нулевой подаче увеличивается с возрастающей интенсивностью рециркуляции, ур. (7). Измеренные величины зависят от испытательной установки; данный критерий может быть полезен при сравнении различных рабочих колес, измеренных в одной и той же испытательной установке.

Шум потока и/или шум от взаимодействия потока с твердой поверхностью и их зависимость от подачи и NPSHA являются средствами устранения неполадок и прогноза [12], [23], [26].

Измерение пульсаций давления и их сравнение приемлемыми статистическими уровнями; данные приводятся в [7], [12], [27]. Однако, зависимость от системы и испытательной установки (стационарных волн) усложняет толкование таких измерений; поэтому, иногда сравнение насосов из разных источников может стать почти бессмысленным без глубинного анализа.

Область проходного сечения рабочего колеса.

Для того, чтобы ограничить начало и интенсивность рециркуляции на входе, следует задавать такие размеры области проходного сечения рабочего колеса, чтобы торможение потока в максимальной точке КПД, выраженное отношением w1q/w1a, не было слишком сильным, раздел 4.3.

Вибрации от вращения лопасти:

Для того. чтобы уменьшить пульсации давления от вибрации конструкции с частотой вращения лопасти , количество лопастей рабочего колеса zLa и диффузорных лопаток zLe следует выбирать по следующему критерию: рассчитать параметр m=|н2zLa-н3zLe| для н2 и н3=1,2,3; избегать комбинаций лопастей с m=0 или m=1 вплоть до третьего порядка, т.е. н2=н3=3, [7].

Проверенные данные о надежной работе в областях применения. сходных с фактическим применением можно считать одним из лучших всеобъемлющих критериев для выбора насосов, работающих безотказно [3], так как детальное рассмотрение пунктов 8.11 - 8.17 часто не гарантируется.

Словарь терминов

№ п/п	Английский	Русский
1	apply	относиться
2	approximately	приблизительно
3	assessing	определение
4	assuming	приняв
5	bearing	подшипник
6	bend	колено
7	blade	лопасть
8	bubble	пузырь
9	casting	отливка
10	comprehensive	детальный
11	concern	значимость
12	conclusions	заключение
13	consequently	следовательно
14	consumption	потребление
15	curves	кривые
16	deceleration	замедление
17	desing	конструкция
18	destructive	разрушительная
19	detect	обнаружение
20	develop	развитие
21	difference	разница
22	diffuser	направляющий аппарат
23	distribution	распределение
24	duration	продолжительность
25	easy	легко
26	efficiency	эффективность
27	english	русский
28	excessive	чрезмерная
29	exhibit	достигает
30	expected	ожидать
31	feedpumps	питательные насосы
32	following
33	gap	зазор
34	harmful	вредная
35	hesitation	сомнение
36	high	высокий
37	hydrocarbons	углеводороды
38	impeller	рабочее колесо
39	implosion	схлопывание
40	incidence	угол атаки
41	increased	увеличился
42	insufficient
43	intensity	интенсивность
44	level	уровень
45	low	низкий
46	measurements	измерения
47	onset	начало
48	partload	частичная нагрузка
49	prevention	предотвращение
50	pulsations	пульсации
51	quality	качество
52	relation	зависимость
53	rewiew	обзор
54	solicitation	проявление
55	strong	сильный
56	surge	гидравлический удар
57	tapping	отбор давления
58	turbulence	турбуленция
59	unfortunately	к сожалению
60	unstable	нестабильный
61	value	значение
62	vanes	лопатки
63	volute	спиральный отвод
64	vortex	вихрь
65	angle of approaching	угол натекания
66	available NPSH	располагаемый кавитационный запас
67	axial pump	осевой насос
68	boiler feedpump	питательный насос котла
69	cavitation damage	кавитационное разрушение
70	cavitation erosion	кавитационная эрозия
71	cavitation noise	кавитационный шум
72	consumption	потребление
73	cooling water pump	конденсатный насос
74	distinctly flatter	заметно более плоским
75	double volutes	двухзавитковые спирали
76	double-entry pump	насос двойного всасывание
77	excitation forces	возмущающие силы

Подобные документы

• Разборка-сборка центробежного насоса

  Характерные дефекты основных элементов центробежных насосов и методы их устранения. Вал и защитная гильза. Рабочее колесо с уплотнительными кольцами. Осевой зазор подшипников качения. Коррозия стальных рабочих колес. Уменьшение диаметров шеек валов.
  
  лабораторная работа [46,9 K], добавлен 23.01.2013
  

• Проверочный расчет центробежного насоса марки НЦВ 40/65

  Предварительный расчет центробежного насоса. Размеры рабочего колеса и относительная скорость на входе и выходе. Расчет спирального направляющего аппарата и диффузора спиральной камеры. Критический кавитационный запас энергии и коэффициент быстроходности.
  
  контрольная работа [6,1 M], добавлен 20.11.2009
  

• Расчет насоса

  Понятие и функциональные особенности сетевых насосов, сферы их практического применения, внутреннее устройство и взаимосвязь элементов. Расчет подачи и напора рабочего колеса, коэффициент быстроходности. Определение коэффициента полезного действия.
  
  контрольная работа [896,6 K], добавлен 02.01.2015
  

• Виды повреждений зубчатых колес в процессе эксплуатации горных машин

  Виды повреждений зубчатых колес и причины их возникновения. Типы поверхностных макроразрушений материала зубьев. Зависимость между твердостью рабочих поверхностей зубьев и характером их повреждений. Расчет нагрузочной способности зубчатых колес.
  
  реферат [24,1 K], добавлен 17.01.2012
  

• Сопротивляемость материалов к кавитационному и эрозионному разрушению

  Рассмотрение целей и задач материаловедения. Кавитация как образование в жидкости полостей, заполненных паром. Особенности определения параметров, влияющих на процессы диспергирования и кавитационного разрушения. Виды эрозионного разрушения материалов.
  
  реферат [75,8 K], добавлен 05.12.2012
  

• Расчет центробежного насоса

  Определение допустимого напора на одно рабочее колесо насоса; коэффициента быстроходности, входного и выходного диаметра рабочего колеса. Расчет гидравлического, объемного, внутреннего и внешнего механического КПД насоса и мощности, потребляемой им.
  
  контрольная работа [136,5 K], добавлен 21.05.2015
  

• Лезвийные инструменты

  Расширение технологических возможностей методов обработки зубчатых колес. Методы обработки лезвийным инструментом. Преимущества зубчатых передач - точность параметров, качество рабочих поверхностей зубьев и механических свойств материала зубчатых колес.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 23.02.2009
  

• Расчет максимальной величины износа рабочих поверхностей колес открытой фрикционной цилиндрической передачи

  Понятие и применение фрикционной передачи, ее конструкция, основные преимущества и недостатки, расчетная схема. Определение максимальной величины механического изнашивания на рабочих поверхностях колес открытой фрикционной цилиндрической передачи.
  
  курсовая работа [528,4 K], добавлен 17.11.2010
  

• Конструктивный расчет центробежного насоса

  Классификация насосов по энергетическим и конструктивным признакам. Схема центробежного насоса. Методика конструктивного расчета основных параметров насоса. Конструктивные типы рабочих колес. Алгоритм расчета профилирования цилиндрической лопасти.
  
  контрольная работа [1,1 M], добавлен 11.03.2013
  

• Расчёт насосной установки

  Проведение гидравлического расчета трубопровода: выбор диаметра трубы, определение допустимого кавитационного запаса, расчет потерь со всасывающей линии и графическое построение кривой потребного напора. Выбор оптимальных параметров насосной установки.
  
  курсовая работа [564,0 K], добавлен 23.09.2011
  

• Методы упрочнений и технология изготовления зубчатых колес

  Материал для изготовления зубчатых колес, их конструктивные и технологические особенности. Сущность химико-термической обработки зубчатых колес. Погрешности изготовления зубчатых колес. Технологический маршрут обработки цементируемого зубчатого колеса.
  
  реферат [16,6 K], добавлен 17.01.2012
  

• Мотор-колесо специальной подвижной установки

  Компоновка и конструкция мотор-колес. Расчет основных параметров редуктора. Определение размеров зубчатых колес. Расчет шлицевого соединения. Подбор основных параметров амортизатора. Обоснование разработанного технологического процесса сборки установки.
  
  дипломная работа [5,4 M], добавлен 26.02.2012
  

• Расчет центробежного водяного насоса консольного типа

  Перекачивание в стационарных условиях чистой воды. Краткая характеристика центробежных насосов консольного типа. Насосы одноступенчатые с осевым подводом воды. Отношение диаметров выхода и входа. Элементы треугольника скоростей на входе в рабочее колесо.
  
  курсовая работа [2,7 M], добавлен 15.05.2011
  

• Аэродинамические нагрузки и динамические напряжения, действующие на рабочее колесо центробежного компрессора

  Использование центробежных компрессорных ступеней в осецентробежных компрессорах газотурбинных двигателей. Метод определения переменных аэродинамических нагрузок и динамических напряжений, действующих на рабочее колесо центробежного компрессора.
  
  автореферат [618,2 K], добавлен 27.03.2011
  

• Компрессор ТРДДФсм на базе двигателя РД-33

  Анализ конструкции компрессора высокого давления. Характеристика двигателя РД-33, анализ его основных технических данных. Назначение рабочих лопаток осевого компрессора. Особенности расчета замка лопатки, деталей камеры сгорания и дисков рабочих колес.
  
  курсовая работа [1,9 M], добавлен 27.02.2012
  

• Расчет привода бревнотаски

  Расчет кинематических параметров привода, конструктивных размеров колес. Выбор материалов зубчатых колес. Определение допустимых напряжений. Компоновка редуктора, выбор подшипников, расчет шпоночных соединений и муфт. Частота вращения электродвигателя.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 15.12.2013
  

• Зубчатые механизмы

  Параметры цилиндрических косозубых колес. Конструкции и материалы зубчатых колес, их размеры и форма. Конические зубчатые передачи и ее геометрический расчет. Конструкция и расчет червячных передач. Основные достоинства и недостатки червячных передач.
  
  реферат [2,0 M], добавлен 18.01.2009
  

• Зубофрезерование цилиндрических колес

  Принцип зубофрезерования цилиндрических колес червячной фрезой. Методы и основные способы нарезания зубьев. Инструмент для нарезания цилиндрических зубчатых колес. Зажимные приспособления, зубофрезерные станки и их основные технические характеристики.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.01.2011
  

• Разработка технологии упрочнения железнодорожных колес

  Плазменное упрочнение гребней локомотивных и вагонных колес. Технологические характеристики изделия и его основные свойства. Расчет камерной электрической печи сопротивления, модулей зубчатых передач, числа зубьев. Выбор подшипников проектирующего узла.
  
  дипломная работа [865,6 K], добавлен 26.10.2014
  

• Построение эвольвентных профилей зубьев колес методом обкатки

  Изучение теоретических основ нарезания зубчатых колес методом обкатки зубчатой рейкой. Построение профилей колес с помощью прибора. Фрезерование зубьев цилиндрического колеса. Форма зуба в зависимости от смещения. Положение рейки относительно колеса.
  
  лабораторная работа [1,8 M], добавлен 04.06.2009
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам