Гидравлический расчет насоса системы охлаждения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Минобрнауки России

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский государственный морской технический университет»

Кафедра судовых энергетических установок, систем и оборудования

Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту

По дисциплине: «Судовое вспомогательное энергетическое оборудование»

тема: «Гидравлический расчет насоса системы охлаждения»

Выполнил: Никитин М.А.

Проверил: Чернов А.И.

Санкт-Петербург 2015



СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА

2. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

2.1 Расчет основных размеров входа рабочего колеса

2.2 Расчет основных размеров выхода рабочего колеса

3. РАСЧЁТ ПО ПРОГРАММЕ PAMP

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КАВИТАЦИЮ

5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

6. РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО КАНАЛА СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА

7. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ДИФФУЗОРА СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА

8. ПОТЕРИ В ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ

8.1 Классификация потерь в центробежном насосе

8.2 Объемные потери в центробежном насосе

8.3 Расчет протечки через переднее уплотнение рабочего колеса центробежного насоса

8.4 Протечки через заднее уплотнение рабочего колеса центробежного насоса

9. РАСЧЕТ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ

9.1 Расчет осевого усилия жидкости в центробежном насосе

9.2 Разгрузка колеса центробежного насоса от осевой силы

10. РАСЧЕТ РАЗГРУЗОЧНЫХ ОТВЕРСТИЙ

11. ПОСТРОЕНИЕ ПРИБЛИЖЕННЫХ НАПОРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК НАСОСА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ



ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО СУДОВЫМ ГИДРАВЛИЧЕСКИМ МАШИНАМ

1. Назначение насоса - охлаждающий забортной воды

2. Подача Q = 0,0243м³/с

3. Напор H = 800

4. Давление в начале приемного трубопровода p_a = 10⁵ Па

5. Температура жидкости Т = 291 К

6. Геометрическая высота всасывания Н_вс = - 2 м

7. Сопротивление приемного трубопровода h_тп = 4 Дж/кг



ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проекта является определение размеров и формы рабочего колеса отвода, центробежного охлаждающего насоса, надёжного в работе, имеющего малые массогабаритные показатели при достаточно высоком КПД и требуемом уровне шума и вибрации.

Назначение насосов. Охлаждающие насосы предназначены для приема воды из-за борта судна и подачи ее в напорные трубопроводы систем охлаждения водой.

Условия работы. Охлаждающие насосы, как правило, устанавливает ниже ватерлинии, т.е. так, что он работает с подпором до 4-6 м. Температура перекачиваемой забортной воды составляет 283-305 К (10-32^оС)

Напор насоса зависит от устройства системы охлаждения и составляет 180-500 Дж/кг.

насос охлаждающий гидравлический кавитация



1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ НАСОСА

Подача колеса: Q=Q, где Q=0.024м/сек

Напор колеса: Hi=H , где H=800 Дж/кг, i=1

Максимальная величина частоты вращения ограничивается возможностью появления в насосе кавитации. Величина максимальной частоты вращения определяется следующим образом:

H

)

g=9.81м/с- ускорение силы тяжести.

P=1100000 Па- давление на входе.

Р=2060 Па-давление парообразования при данной температуре.

р=1020 кг/м-плотность воды.

А=1.1..1.3-коэффициент запаса.

h=4 Дж/кг- гидравлические потери в приемном водопроводе.

Подставим значения в уравнение для :

=1/1.2((10⁵-2060/1020)-9.81 (-2)-4)= 93,03 Дж/кг

Принимая величину кавитационного коэффициента быстроходности С=800, находим максимальную частоту вращения:

=800 (93,03)/31.150.024=4963об/мин.



Чтобы найти воспользуемся формулой:

, где

- коэффициент быстроходности для насоса (50….100)

==29400.02420.25/800= 77.35

Расчетная подача колеса определяется по уравнению:

= = 0.024/0.95 =0,0255 м/сек

Значение объемного к.п.д. , учитывающего протечку жидкости через переднее уплотнение колеса:

=0.95

Тогда объемный к.п.д.:

= -(0.03…0.05) ==0.946

Теоретический напор колеса определяется по уравнению:

= 800/0.85 = 941,1 Дж/кг



Величину гидравлического к.п.д. можно оценить по формуле А. А. Ломакина:

=0.85

Приведенный диаметр входа в колесо определяется уравнением подобия:

=76мм

=3.6…6.5-выбирается в зависимости от кавитационных качеств колеса; =3.8

Механический к.п.д. определяется по уравнению:

, где

-К.П.Д., учитывающий потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость(дисковое трение), определяется по уравнению:

=1/(1+820/)=0,82;

-К.П.Д., коэффициент, учитывающий потери энергии на трении в подшипниках и сальниках насоса, лежит в пределах =0.95…..0.98.

=0.96

=0.820,96=0,78;

К.П.Д. насоса определяется через его составляющие:

Мощность потребляемая насосом:

Выбираем электродвигатель:

МАФ83-82/2

N=34кВт

n= 2940 об/мин



2. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

2.1 Расчет основных размеров входа рабочего колеса

Размеры входа рабочего колеса рассчитываются из условия обеспечения требуемых кавитационных качеств колеса и минимальных гидравлических потерь.

Значение скорости Со входа потока в колесо оценивается по формуле С.С. Руднева:

=0,09-принимается в зависимости от требуемых кавитационных качеств колеса и лежит в пределах 0.03..0.09

Вал рассчитывается на прочность от кручения и изгиба и проверяется жесткость и критическую частоту вращения. В первом приближении диаметр вала рабочего колеса находится из расчета на кручение по формуле:

;

=(16)=

=9.57N/n=Нм.

Величина крутящего момента определяется по формуле:

-крутящий момент, приложенный к валу;

=(300-500)100000 Нм;

-допускаемое напряжение



=.

Диаметр втулки колеса определяется конструктивно по диаметру вала в зависимости от способа крепления колеса на валу:

Диаметр Do входа на колесо находится из уравнения неразрывности:

;

Ширина b1 выходной кромки лопасти рабочего колеса и ее положение зависят от кавитационных качеств колеса и величины коэффициента быстроходности ; b1 находятся из уравнения неразрывности:

, где

Меридианная составляющая абсолютной скорости принимает для колес со средними кавитационными качествами:

=(1.05..1.15)=1=м/с;

Колеса имеющие средние кавитационные качества (С=800) и низкую быстроходность (=40-100), выполняются с цилиндрическими лопастями. Диаметр окружности, проходящей через средние точки выходных кромок лопастей, применяются равным:



= (0.9..1.0)= 0,90,091 = 0,081 м;

/2 = м;

Выходная кромка лопасти располагается параллельно оси колеса или под углом 15-30 градусов к оси. Меридианная составляющая абсолютная скорости после поступления потока в межлопастной канал(т.е с учетом стеснения) определяется по уравнению:

1,14,34 = 4,77 м/с;

=1.05-1.15-коэффициент стеснения на входе;

=1,1

Окружная скорость на входе в межлопастной канал определяется по уравнению:

=0.040307,7=13,6 м/с;

=3.142940/30=307,7 рад/с- угловая скорость ;

Угол безударного поступления потока на лопасти находится из уравнения:

=;

;

Угол установки лопасти на входе определяется из формулы:



==20,8 +5=25,8°;

Для колес со средними кавитационными качествами принимается: -1 - угол атаки;

Обычно =18..2;

При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к поверхности лопасти. Относительная скорость потока после поступления на лопасть направлена по касательной к средней линии профиля лопасти при входе. Величина относительной скорости определяется по уравнению:

По скоростям строят треугольники скоростей на входе в межлопастные каналы рабочего колеса и определяют скорости .

2.2 Расчёт основных размеров выхода рабочего колеса

Размеры выхода рабочего колеса, основными из которых является наружный диаметр рабочего колеса, ширина лопасти на выходе определяют из условия требуемого напора при достаточно высоком КПД.

Наружный диаметр рабочего колеса находят методом последовательных приближений. В первом приближении он определяется по окружной скорости , найденной из основного уравнения лопастных машин

:

;



Воспользуемся опытным соотношением скоростей:

=0.5..0.65;

Принимаем =0,6;

Отсюда

или

Определяем наружный диаметр рабочего колеса в первом приближении:

м;

Из треугольников скоростей на входе и на выходе из меж лопастных каналов следует:

и ,

Тогда

;

- коэффициент стеснения на выходе из колеса, принимается равным 1.0..1.05. Для снижения гидравлических потерь в насосе выходную кромку лопасти стремятся плавно заострить, т.е. =1.05. Для увеличения прочности лопасти можно выполнять конечной толщины, т.е. с - меридианная составляющая абсолютной скорости, выбирается в пределах (0.7…1.15)* для колес со средним кавитационными качествами.

=1,05;

;

Для обеспечения устойчивости движения потока в каналах колеса принимается отношение относительных скоростей:

;

;

Найденный угол подходит, так как угол установки лопасти рабочего колеса на выходе находится в пределах =18..28;

Минимальное число лопастей определяется по формуле:

;

принимаем 6;

0.257 / 2 = 0.13 м;

0.13 - 0.040 = 0.09 м;

-длина средней линии тока в меридианном сечении канала колеса.

При радиальном направлении средней линии тока меридианного сечения рабочего колеса коэффициент р, учитывающий влияние конечного числа лопастей, находится по формуле:

-коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхности и форму лопасти. Для определения значения коэффициента можно использовать выражение:

Теоретический напор колеса по струйной теории, соответственно равен:

Дж/кг;

Определим из треугольника скоростей на выходе

=

и подставим найденное выражение в основное уравнение. Получим:

;

Определим окружную скорость во втором приближении:

м/с.

По окружной скорости находим диаметр выхода во втором приближении по уравнению:

Принимаем результат второго приближения.

2.3; 2…3;

Т.к. второго и первого приближения не отличаются больше чем на 5%, то третье приближение не требуется. Затем вычисляем ширину лопасти на выходе:

Относительная скорость на выходе:

;

По скоростям и углу строятся треугольники скоростей при выходе межлопастных каналов рабочего колеса.

3. РАСЧЁТ ПО ПРОГРАММЕ PAMP

ДАТА : 10/03/2015 Абрикосов В.М. Группа 632

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Q = 151.20 М.КУБ/ЧАС H = 350.00 ДЖ/КГ

P-A = 100.00 КПА

T = 32.00 ГРАД. H-ВС = -4.00 M

HR-TП = 4.00 ДЖ/КГ

C = 800.00 A = 1.30

D-КПД[О] = 0.04

КПД-МП = 0.96 I-PSI = 0.60 TAU-ДОП. = 40.00 МПА

S = 35.00 RO = 1022.99 КГ/М.КУБ.

PS = 4.75 КПА

ЧИСЛО ПАРАЛЛЕЛЬНЫХ ПОТОКОВ = 1 ЧИСЛО СТУПЕНЕЙ = 1

D2 = 0.3358 M D1 = 0.1700 M DO = 0.1700 M DBT = 0.0530 M DB = 0.0400 M Z = 8

DD1 = 2.0 MM DDM = 6.0 MM DD2 = 2.0 MM BETA10= 9.15 ГР. DELTA= 9.85 ГР.

C1 = 7.17 M/C U1 = 13.00 M/C W1 = 6.43M/C CM1 = 1.90 M/C CM1' = 2.09 M/C

W1' = 13.13 M/C W10 = 13.16 M/C

C2 = 15.60 M/C U2 = 25.67 M/C W2 = 10.43M/C CM2 = 2.10 M/C C2U = 15.45 M/C

C2_ = 19.70 M/C W2_ = 6.43 M/C CM2'=2.00M/C C2U_ = 19.59 M/C CO = 2.22 M/C NS = 74.88

R B TT DD CM W BETA

0.0850 0.0448 0.0000 0.0020 1.9000 6.4287 19.0000

0.0894 0.0425 8.1896 0.0028 1.9052 6.4287 19.6502

0.0937 0.0404 15.7382 0.0035 1.9103 6.4287 20.1732

0.0981 0.0385 22.7625 0.0041 1.9155 6.4287 20.5852

0.1024 0.0368 29.3519 0.0047 1.9206 6.4287 20.8996

0.1068 0.0352 35.5765 0.0051 1.9258 6.4287 21.1280

0.1112 0.0337 41.4927 0.0055 1.9310 6.4287 21.2803

0.1155 0.0324 47.1460 0.0057 1.9361 6.4287 21.3648

0.1199 0.0311 52.5744 0.0059 1.9413 6.4287 21.3889

0.1243 0.0299 57.8093 0.0060 1.9465 6.4287 21.3588

0.1286 0.0288 62.8776 0.0060 1.9516 6.4287 21.2802

0.1330 0.0278 67.8022 0.0059 1.9568 6.4287 21.1578

0.1373 0.0269 72.6030 0.0057 1.9619 6.4287 20.9960

0.1417 0.0260 77.2974 0.0055 1.9671 6.4287 20.7985

0.1461 0.0251 81.9009 0.0051 1.9723 6.4287 20.5687

0.1504 0.0243 86.4272 0.0047 1.9774 6.4287 20.3095

0.1548 0.0236 90.8888 0.0041 1.9826 6.4287 20.0236

0.1592 0.0229 95.2971 0.0035 1.9877 6.4287 19.7133

0.1635 0.0222 99.6627 0.0028 1.9929 6.4287 19.3809

0.1679 0.0216 103.9953 0.0020 1.9981 6.4287 19.0281

РАСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИКИ Р.К.

Q H

0.0000( 0.00) 394.04

0.0042( 15.12) 401.89

0.0084( 30.24) 407.01

0.0126( 45.36) 409.41

0.0168( 60.48) 409.09

0.0210( 75.60) 406.05

0.0252( 90.72) 400.28

0.0294( 105.84) 391.80

0.0336( 120.96) 380.59

0.0378( 136.08) 366.65

0.0420( 151.20) 350.00

0.0462( 166.32) 330.62

0.0504( 181.44) 308.52

КПД НАСОСА = 0.6822 ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ПРИВОДА = 1460.0 ОБ/МИН

МОЩНОСТЬ ПРИВОДА = 26.453 КВТ

ДОП. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ = 6.836 M C [ ПОЛУЧЕННОЕ ] = 1114.3



4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА КАВИТАЦИЮ

;

где;

;

Вывод: Проведя расчет на кавитацию видно, что (7,417 > -4). Следовательно, при данных условиях кавитации в насосе не будет.



5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Расчет спирального отвода состоит из двух частей:

-Расчет спирального канала;

-Расчет диффузора.

При выполнении расчета применяется метод расчета спирального канала на основе закона . В основе расчета спирального канала данным методом лежат следующие положения: поток не вязкий, осесимметричный и момент скорости жидкости в спиральном канале есть величина постоянная, т.е. .

Исходными величинами для расчета являются параметры, полученные в результате расчета рабочего колеса:

- расчетная подача

- наружный диаметр рабочего колеса

- ширина выходной кромки лопасти рабочего колеса

- окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса



6. РАСЧЁТ СПИРАЛЬНОГО КАНАЛА СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА

1. Радиус цилиндрической поверхности спирального канала - :

При проектировании насоса с более низким уровнем шума и вибраций :

1. Ширину входного сечения спирального канала -:

2. Постоянную спирально канала:

3. Примем толщину языка спирального отвода:

4. Примем угол наклона боковых стенок спирального канала

5. Рассчитаем кривую пропускной способности

Принимаем приращение радиуса

Строим кривую пропускной способности

Расчет кривой пропускной способности спирального канала

n/n	ri	bi	Bi=bi/ri	?ri	Bi+Bi-1/2	?Qi	Qi
1	0,135	0,0190	0,1407	0,005			0
2	0,14	0,0226	0,1617	0,005	0,1512	0,0020	0,0020
3	0,145	0,0263	0,1812	0,005	0,1715	0,0022	0,0042
4	0,15	0,0299	0,1995	0,005	0,1904	0,0025	0,0067
5	0,155	0,0336	0,2165	0,005	0,2080	0,0027	0,0094
6	0,16	0,0372	0,2325	0,005	0,2245	0,0029	0,0123
7	0,165	0,0408	0,2475	0,005	0,2400	0,0031	0,0154
8	0,17	0,0445	0,2616	0,005	0,2546	0,0033	0,0187
9	0,175	0,0481	0,2750	0,005	0,2683	0,0035	0,0222
10	0,18	0,0518	0,2876	0,005	0,2813	0,0036	0,0258
11	0,185	0,0554	0,2995	0,005	0,2935	0,0038	0,0296
12	0,19	0,0590	0,3107	0,005	0,3051	0,0040	0,0336
13	0,195	0,0627	0,3214	0,005	0,3161	0,0041	0,0377

Рассчитаем расходы через контрольные сечения

Расчет расходов через контрольные сечения

№	0	1	2	3	4	5	6	7	8
?° град.	0	45	90	135	180	225	270	315	360
расход Q?	0	0,00315	0,0063	0,00945	0,0126	0,01575	0,0189	0,02205	0,0252

Используя данные таблицы, получим теоретические сечения.

6. Построение действительных сечений спирального канала.

Построение действительных сечений спирального канала

hc	0	0,0081	0,0155	0,0212	0,0265	0,0315	0,0362	0,0407	0,0483
rc	0,135	0,1431	0,1505	0,1562	0,1615	0,1665	0,1712	0,1757	0,1833



7. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ДИФФУЗОРА СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА

1. Площадь входного сечения диффузора f₈=0,001688м²

2. Скорость потока во выходном сечении диффузора

C₈=Q_p/f₈=

3. Задаемся степенью расширения диффузора (2-3,5) Кд=3,0

4. Скорость потока в выходном сечении сечении диффузора

,

что не превышает допустимых значений .

5. Площадь сечения диффузора на выходе

6. Диаметр эквивалентного круга на входе в диффузор:

4. Диаметр эквивалентного круга на выходе из диффузора:

5. Принимаем угол раскрытия диффузора (8-12^°)

6. Длина диффузора

7.

8. По результатам расчета в масштабе производится построение плана меридианного сечения спирального канала.



8. ПОТЕРИ В ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ

8.1 Классификация потерь в центробежном насосе

Процесс передачи механической энергии от двигателя к перекачиваемой жидкости в насосе сопровождается потерями, которые можно разделить на

- гидравлические

- объемные;

- механические

Гидравлические потери в насосе обусловлены:

- трением жидкости о стенки проточной части;

-внутренним трением в следствие и турбулентности потока;

-завихрениями и отрывами в следствие изменения направления и величины скорости потока;

- потерями на удар.

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.



8.2 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 - q_c.

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.

8.3 Расчет протечки через переднее уплотнение рабочего колеса центробежного насоса

Для 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 - одно щелевое гладкое уплотнение.

Размеры уплотнения определяются конструктивно:

-длин щели уплотнения:

-диаметр уплотнения:

принимаем

Выбираем коэффициент трения в первом приближении :

Определяем коэффициент расхода для одно щелевого 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

Число Рейнольдса:



Толщина ламинарного подслоя:

Где для воды.

Принимаем абсолютною шероховатость стенок -:

Коэффициент трения во втором приближении:

Если то :

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 параметр

Окружная 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%).

8.4 Протечки через заднее уплотнение рабочего колеса центробежного насоса

Одним из способов уравновешивания осевой силы в одноступенчатых насосах является размещение щелевого уплотнения , не только на ведомом, но и на ведущем диске рабочего колеса. Разгрузочная камера, которая образуется уплотнением ведущего диска, соединяется несколькими разгрузочными отверстиями в ведущем диске с приемной полостью рабочего колеса.

Некоторое количество жидкости постоянно циркулирует из нагнетательной камеры за рабочим колесом через заднее уплотнение в разгрузочную камеру, из которой через отверстия поступает на вход в колесо и снова направляется в нагнетательную камеру, из которой через отверстия поступает на вход в колесо и снова направляется в нагнетательную камеру за колесом. Оба уплотнения - переднее и заднее - выполняем одинаковыми по конструкции. Диаметры обоих уплотнений принимаем равными.

Применение заднего уплотнения почти в два раза увеличивает протечки жидкости из полости нагнетания в приемную полость колеса.

Потеря удельной энергии с протечкой жидкости через заднее уплотнение рабочего колеса равна теоретическому напору: .



9. РАСЧЁТ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЦЕНТРОБЕЖНОМ НАСОСЕ

9.1 Расчет осевого усилия жидкости в центробежном насосе

Суммарная осевая сила давления жидкости на рабочее колесо:

Знак минус означает, что осевая сила F_z направлена против входа движения потока жидкости в рабочее колесо.

Полная величина осевого давления жидкости на рабочее колесо при максимально допустимом износе уплотнения :

где - коэффициент, учитывающий износ уплотнения; -дополнительная осевая сила, действующая на наружную поверхность рабочего колеса и возникающая постепенно, по мере увеличения зазора в уплотнении:



9.2 Разгрузка колеса центробежного насоса от осевой силы

Для уравновешивания рабочего колеса от осевой силы применяем уплотнение на ведущем диске. Второе уплотнение образует камеру за диском колеса. Жидкость из камеры отводится на вход в колесо через разгрузочные отверстия на диске. Недостатком этого способа разгрузки является увеличение протечек жидкости почти в 2 раза.



10. РАСЧЁТ РАЗГРУЗОЧНЫХ ОТВЕРСТИЙ

Суммарная площадь ?f₀ разгрузочных отверстий в ведущем диске колеса

Количество отверстий выбираем равным 4. Следовательно, диаметр одного отверстия равен



11. ПОСТРОЕНИЕ ПРИБЛИЖЁННЫХ НАПОРНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

Напорная характеристика насоса, совмещенная с характеристикой сети позволят, определить рабочий режим системы насос-сеть.

Расчет приближенных напорных характеристик насоса и сети насосной установки

№	Qi	Hi	Qi/Qр	Hс
1	0,000	830,050	0,000	0,000
2	0,002	849,620	0,094	7,526
3	0,005	864,180	0,188	30,620
4	0,007	873,720	0,282	69,656
5	0,010	878,240	0,376	124,473
6	0,012	877,740	0,471	194,378
7	0,014	872,230	0,565	278,148
8	0,017	861,700	0,659	374,020
9	0,019	846,150	0,753	479,700
10	0,022	825,580	0,847	592,361
11	0,024	800,000	0,941	708,651
12	0,026	769,400	1,035	824,669
13	0,029	733,780	1,129	935,988

Характеристика сети и насоса

Точка пересечения Н_с=f(Q_c) и H = f(Q)_n=const определяет режим совместной работы насос-сеть. В данном случае такими параметрами являются: H=800 Дж/кг и Q=0.024 .



ВЫВОДЫ

В данном курсовом проекте удалось рассчитать и изобразить эскизы главных деталей центробежного охлаждающего насоса, принять конструктивные решения по предотвращению объёмных потерь и уравновешиванию осевых сил, действующих на рабочее колесо насоса, а так же определить совместный режим работы системы насос сеть. В расчёте были подобраны такие значения коэффициентов, при которых насос будет обладать достаточно высоким КПД и иметь оптимальные параметры на рабочем режиме, при котором кавитация в насосе не наступит.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. «Судовое вспомогательное энергетическое оборудование»: Учебник / Р.С. Андрющенко, В.Д. Шилов, Б.Г. Дементьев и др. изд. Судостроение 1991 г. 392с

2. «Расчет рабочего колеса центробежного насоса по струйной теории и на ЕС ЭВМ»: методические указания к курсовому проекту/ Андрющенко Р.С., Нечкин Б.В., Тарандо Е.В. Изд: Лки, 1988г.

3. «Судовые центробежные насосы»: Методические указания по курсовому проектированию/ Чернов А.И. Изд: ЛКИ 1981г.

4. «Потери и силы в центробежных насосах»: учебное пособие/ Чернов А.И. Изд. ЛКИ 1985г.

5. «Расчет спиральных отводов центробежных насосов на ЭВМ НАИРИ»: методические указания к курсовому проектированию/ Андрющенко Р.С., Гришин Б.В. Изд.ЛКИ 1981г.

Размещено на Allbest.ru

...