1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Насосостроение является одной из ведущих отраслей машиностроения, обеспечивающих развитие технического прогресса в таких важнейших сферах народного хозяйства как энергетика, химическая и горнодобывающая промышленность, сельское хозяйство, защита окружающей среды, и др. Отечественная промышленность ежегодно выпускает около 1500 типоразмеров насосов. Эти насосы отличаются большим разнообразием конструкций, размеров, сфер применения. По принципу действия насосы подразделяются на два класса: динамические и насосы объемного типа. Среди динамических насосов наибольшее распространение получили лопастные (центробежные и осевые) и вихревые насосы.

Насос - машина, предназначенная для преобразования механической энергии привода в гидравлическую энергию потока перекачиваемой среды (жидкости) с целью ее перемещения.

Заданием на дипломный проект предусматривается рассчитать основные величины для питательного насоса ПН-1050-315, получить его характеристики, спроектировать лопастное колесо насоса, направляющий аппарат.

Технические параметры питательного насоса ПН-1050-315:

Массовая подача насоса М = 1050 т/час

Избыточное давление на выходе из насоса р_вых = 30,9 МПа

Избыточное давление на входе в насос р_вх = 1,76 МПа

Частота вращения n = 5700 мин^-1.

Допускаемое избыточное давление на входе р_вх.доп. = 1,37 МПа

Температура питательной воды t = 165 С

Массовый расход промотбора М_ПО = 140 т/час

Избыточное давление промотбора р_ПО = 7,2 МПа

Ресурс работы Т = 40000 часов

Расположение вала - горизонтальное

В настоящее время более 70% энергетического оборудования электростанций отработало свой ресурс, поэтому в данный момент ставится вопрос о замене основных частей этих энергетических установок. Основными частями для ТЭС, ГРЭС и других видов электростанций являются питательные насосы. На Каширской станции работает питательный насос ПН-1050-315, который в данный момент нуждается в капитальном ремонте: полной замене проточной части насоса.

После модернизации насос будет работать с новыми параметрами, которые отличаются от базовых параметров. Основное изменение коснулось частоты вращения, а именно, базовая частота вращения вала n = 6000 мин^-1, а модернизированная частота n = 5700 мин^-1, следовательно, нужно будет заново рассчитать и спроектировать лопастное колесо насоса и направляющий аппарат, с условием что вся новая конструкция будет находится в старом корпусе.

Также следует сказать о том, что в базовой конструкции применялись подшипники скольжения на масле, что негативно сказывалось на условия работы персонала станции, в данной конструкции предусмотрена замена этой части на подшипники скольжения работающие на питательной воде.

В модернизированном насосе также будут заменены уплотнения с щелевых на торцевые, которые способны лучше предотвратить утечки рабочей жидкости во внешнюю среду.

В связи с заменой на подшипники скольжения возникает возможность внесения их в конструкцию, что позволит с одной стороны сделать вал без торцевого уплотнения.

Питательный насос ПН-1050-315 в составе с турбиной Калужского Турбинного завода К-330-240 предназначен для подачи питательной воды в котлы тепловой электростанции с энергетическими блоками 300 МВт. Турбонасосный агрегат устанавливается в машинном зале электростанции.



1. Исходные данные

1.1 Условные обозначения

А -- эффективное стеснение

-- кавитационный коэффициент быстроходности (кавитационный параметр Руднева)

D, d -- диаметр, м

-- единичный диаметр, м

-- приведенный входной диаметр, м

d -- втулочное отношение

F -- площадь, м²

F₀=D₀²/4 -- площадь меридианного потока в горловине центробежного колеса, м²

F₁=2R_ц1l_n1 -- то же при входе на лопасть, м²

F₁=F₁/F₀ -- степень диффузорности входного участка рабочего колеса

F_п=F_п/F₀ -- относительная площадь на повороте потока

g=9,81 -- ускорение свободного падения, м/с²

H -- напор насоса, Дж/кг

H_т -- удельная работа колеса (теоретический напор), Дж/кг

-- коэффициент напора

Dh -- кавитационный запас на входе в насос, Дж/кг

K -- коэффициент проекции силы

K₀=D₀/D_Q -- коэффициент приведенного входного диаметра

L -- длина хорды профиля, м

l_n -- длина нормали

m=U₁/V₁ -- коэффициент режима

-- массовая подача, расход, кг/с

m_y -- массовый расход утечки, кг/с

N -- частота вращения, об/мин

N -- потребляемая мощность, Вт

-- коэффициент быстроходности

P -- давление, Па

p₀ = p+rV ²/2 -- полное давление, Па

p_нп -- давление насыщенного пара жидкости, Па

-- объемная подача, расход, м³/с

r, R -- радиус, м

R_ц -- радиус центра тяжести, м

Re -- число Рейнольдса

S=2rtg_л -- ход винтовой поверхности, м

T -- шаг решетки профилей, абсолютная температура

U=wr -- окружная (переносная) скорость, м/с

V, W -- абсолютная, относительная скорость, м/с

z -- число лопастей

a -- угол абсолютного потока

b -- угол относительного потока

b_л -- угол установки лопасти

g₀ -- угол заострения входной кромки лопасти

_1л-b₁ -- угол атаки

_1л -- относительный угол атаки

1-/Tsinb_л -- коэффициент стеснения

-- коэффициент полезного действия

-- число кавитации лопастной решетки, угол между линией тока и меридианным сечением средней поверхности лопасти

/T -- относительная толщина лопасти

₁/T -- относительная толщина входной кромки лопасти

L/T -- густота решетки лопастей

e=2Dh/V₁² -- безразмерный кавитационный запас

n/30 -- угловая скорость, рад/с

Индексы

вх -- входа; г -- гидравлический; д -- дисковый; доп -- допускаемый; кр -- критический; л -- лопасти; мех -- механический; о -- объемный; р -- расчетный; ср -- средний; т -- теоретический; ц -- центробежного колеса; ш -- шнека; э -- экспериментальный; m -- меридианные составляющие скорости; u -- окружные составляющие скорости.

Сокращения

ЛТ -- линия тока; ОСЦК -- осецентробежное рабочее колесо; ТЗ -- техническое задание; ШЦН -- шнекоцентробежный насос; ЦК -- центробежное рабочее колесо.

1.2 Расчет питательного насоса ПН-1050-315

Расчет всех параметров питательного насоса производим с помощью программы «Многоступенчатый центробежный насос» описанной в [14]. Результаты расчетов приведены ниже в таблице 1.1.



Таблица 1.1











1.2.1 Определение коэффициента быстроходности , выбор числа ступеней i



1.2.2 Оценка требуемых кавитационных качеств:

а) определим критический кавитационный запас насоса:

;

б) по уравнению Руднева определяем требуемый критический коэффициент кавитации насоса:

1.2.3 Определение основных геометрических размеров центробежного колеса и параметров насоса

В питательных насосах применяются различные центробежные рабочие колеса. По положению входной кромки лопастей рабочие колеса можно разделить на три типа (рис. 1.10). В рабочих колесах типа 1 лопасти продлены в горловину. В колесах типа 2 входные кромки расположены в области поворота потока из осевого направления в радиальное, а в колесах типа 3 -- за областью поворота, примерно на диаметре горловины. Лопасти рабочих колес типов 1 и 2 -- пространственные, типа 3 -- преимущественно цилиндрические. Кавитационные качества рабочих колес типов 2 и 1 улучшаются, если продлевать их лопасти в горловину колеса, увеличивая длину полуосевого или осевого входного участка (рис. 1.10в, б, а). Кавитационные качества рабочих колес типа 3 возрастают при увеличении площади входа на лопасти (рис. 1.10г, д, е). Рабочие колеса типов 1 и 2 обладают более высоким КПД, чем типа 3, однако они более сложны в изготовлении.



Рис. 1.1 Типы центробежных рабочих колес:

1 -- входная кромка; 2 -- выходная кромка; 3 -- осевой входной участок; 4 -- полуосевой входной участок; 5 -- наклонный покрывной диск; 6 -- наклонный основной диск

Коэффициент кавитации II для срывного режима центробежного колеса в уравнении

(1.49)

зависит от типа рабочего колеса. В соответствии с работой [23] для центробежных рабочих колес типов 1 и 2:

,(1.50)

где эффективное стеснение и, по данным [23],

(1.51)

Угол атаки



.(1.54)

В этих формулах все величины подсчитываются для точки 1 входной кромки на линии тока с (рис. 1.2).

Для уменьшения коэффициента стеснения, средней относительной скорости и потерь энергии при входе в колесо, диффузорности межлопаточного канала, а также коэффициента кавитации рекомендуется выбирать угол установки лопасти так, чтобы угол атаки

,(1.55)

а коэффициент стеснения

.(1.56)

Желательно, чтобы .(1.57)

Как показано на рис. 1.3, форма меридианного сечения центробежного колеса задается диаметрами горловины и втулки , радиусом дуги окружности _e-, длиной l_nп нормали ЕА на повороте потока из осевого направления в радиальное и углом ее наклона , наружным диаметром D₂ и шириной b₂ колеса, углами наклона дисков ₁, ₂ и соответствующими отрезками прямых. По этим размерам строится меридианное сечение колеса.



Рис. 1.2 Построение меридианного сечения рабочего колеса

Диаметр горловины меньше или равен наружному диаметру шнека . Обычно

.(1.58)

Сообразуясь с формой проточной полости, например на рис. 1.4, задается диаметр втулки центробежного колеса и вычисляются диаметр горловины

, (1.59)

приведенный входной диаметр

и его коэффициент



.(1.60)

Для уменьшения относительных скоростей и потерь энергии на повороте потока вдоль линии тока е (рис. 1.11) рекомендуется выбирать относительный радиус по ведомому (покрывному) диску

(1.61)

и относительную площадь меридианного потока в этом месте, (1.62)

Так что радиус и площадь на повороте потока из осевого направления в радиальное:

,

.

Из рис. 1.3 следует, что

,

где радиус центра тяжести , расположенный на середине нормали ЕА, связан с площадью Fп на повороте потока соотношением . После подстановки в предыдущее уравнение и небольших преобразований получим квадратное уравнение для длины нормали на повороте. Его решение:



где (1.63)

На основании первой формулы (1.63) площадь . Поэтому относительная площадь на повороте потока (1.62) не может превышать максимально допускаемую

,(1.64)

где S определяется по второй формуле (1.63). Значение рассчитывается ПЭВМ и отображается на экране. В равноскоростном меридианном потоке скорости вдоль нормали ЕА постоянны, поэтому

.

Следовательно, радиус точки пересечения среднерасходной линии тока с нормалью ЕА равен:

Где

(

Так как , то



Радиус окружности

.(1.66)

Радиус среднерасходной линии тока в горловине колеса

.(1.67)

Таблица 1.2

Углы наклона дисков

Угол 1	Угол 2	Тип ЦК
6	0	1 и 2 (рис. 1.10 в)

После уточнения форма меридианного сечения корректируется.

Радиус входной кромки на линии тока с и степень диффузорности входного участка рабочего колеса:

(1.69)

По вычисленным приближенно строится участок средней линии тока так, чтобы она пересекла входную кромку. Через точку пересечения 1 проводится нормаль. В ПЭВМ вводятся измеренные радиус r1cц , длина нормали ln1, радиус ее центра тяжести Rц1, и на экране отображается значение степени диффузорности

.



Проектируем рабочее колесо с однорядной решеткой лопастей, у которой z2 = 0. твии с вышеупомянутым уравнением (1.86) увеличение y может компенсироваться уменьшением .

Для выбора числа лопастей воспользуемся формулой [20]

.(1.70)

Относительная толщина входной кромки лопасти выбирается из диапазона

(1.71)

так, чтобы ее абсолютная толщина

(1.72)

примерно удовлетворяла ограничению [29]:

300	1,5-2,5	4-4	6-7	(1.73)
500	3-4	5-6	7-8

где все размеры даны в мм. Соответствующий этим данным профиль лопасти центробежного колеса имеет = 0,3-0,4, = 0,7-0,8, а максимум толщины лопасти располагается на расстоянии 50-60% длины лопасти, считая от ее передней кромки.

Оптимальные по минимуму потерь энергии в отводе и на дисковое трение ширина и диаметр рабочего колеса на выходе:

(1.74)

(1.75)

Угол установки лопасти на выходе из рабочего колеса выбирают на основе следующих соображений [21]. Этот угол влияет на диффузорность межлопаточного канала и коэффициент реактивности, а поэтому и на КПД насоса. Приемлемая форма межлопаточного канала получается при .

При увеличении угла изменяется форма напорной и мощностной характеристик, увеличивается интенсивность вибрации и шума. Для получения непрерывно падающей напорной характеристики насоса желательно иметь .

Окончательное значение ширины рабочего колеса на выходе определяется на основании формулы

,(1.80)

где принято D₂=D_2опт, и в соответствии с [21] рекомендуется

.(1.81)

В первом приближении коэффициенты прозрачности k, относительного активного радиуса y и ширина b₂ рассчитываются ПЭВМ по умолчанию. Во втором приближении они уточняются проектировщиком по рис. 1.13 и 1.14, и в сдвоенные ячейки вводятся:

(1.82)

(1.83)

(1.84)

На толщину выходной кромки накладывается ограничение (1.73), и обычно коэффициент стеснения

.(1.85)

Наружный диаметр рабочего колеса по теории [28] плоских гидродинамических решеток

(1.86)

Интенсивность низкочастотных пульсаций давления и расхода увеличивается при работе центробежного колеса с обратными токами на входе в него. В соответствии с работой [22] колесо будет работать без обратных токов, если

,(1.87)

где

(1.88)

Минимальная ширина межлопаточного канала центробежного колеса должна быть достаточно большой для удобства изготовления и механической обработки. Как показано на рис. 1.12, эта ширина

(1.89)

1.2.4 Расчет осевых и радиальных сил действующих на ротор

I) Осевые силы действующие на колесо.

1) Осевая сила от разности давления жидкости по обе стороны колеса:

а) Подчитаем точную силу:

;

Где

где

Тогда:

;

И так как

;



Имеем:

Тогда:

б) Подсчитаем увеличенную силу:

2) Осевая сила от динамической реакции потока в колесе:

Т.к. и выход потока перпендикулярен оси вращения, то:

Где

Тогда:

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Осевую силу, по рекомендации, разгружаем установкой на вал насоса гидропяты.

II) Подсчитаем силу действующую на вал от массы колеса.

, где

- масса металла колеса (Сталь 12Х13Ш);

Получаем:

Суммарная радиальная сила:

.

Из-за наличия в конструкции насоса лопаточного отвода, статические и динамические составляющие радиальной силы, действующей на ротор, отсутствуют.



1.2.5 Определение потерь энергии в насосе и уточнение КПД насоса. Механический КПД насоса

(1.3)

учитывает мощность N_мех, затраченную на преодоление трения в подшипниках, в контактных и импеллерных уплотнениях вала. По данным [20],

(1.4)

Дисковый КПД насоса

(1.5)

Объемный КПД насоса учитывает потери энергии, обусловленные утечками жидкости через уплотнения рабочего колеса и в системе разгрузки ротора от осевых сил, и вычисляется по уравнению (1.7):

.(1.7)

После математических преобразований получаем формулу объемного КПД в виде:

,(1.185)

где -- число уплотнений на рабочем колесе.

- расход через одно уплотнение.

Гидравлический КПД насоса:

(1.186)

I) Рассчитаем утечки через переднее и заднее уплотнение. По конструктивным соображения сделаем эти уплотнения одинаковыми, т.е. рассчитав утечку в переднем уплотнении, такую же утечку получим и в заднем уплотнении.

1);

; где

;

Тогда:

2) определим коэффициент расхода кольцевой уплотнительной щели:



, где;.

- коэффициент сопротивления трения по длине щели.

Определим методом последовательных приближений.

а) принимаем

б)

в) определяем осевую скорость жидкости в уплотнительной щели -:

С учетом закрутки жидкости в уплотнительной щели:

;

г) число Рейнольдса () для потока в уплотнительной щели:

;

д) определяем относительную гладкость поверхности уплотнительной щели:



;

где - абсолютная эквивалентная шероховатость ст. уплотнительной щели;

- гидравлический диаметр;

- абсолютная эквивалентная шероховатость поверхности уплотнительной щели, для поверхности уплотнительной щели принимаем 6^й класс шероховатости:

Принимаем:

е) Т.к.;

Тогда ;

Сравним

и:

;

Принимаем

,



Тогда

.

3) Площадь поперечного сечения кольцевой уплотнительной щели:

.

4) По известным;; - определяем утечку:

Подсчитаем относительную величину утечки:

.

II) Произведем расчет уточненного КПД:

Расчет уточненного КПД ЭВМ делает автоматически и записывает в определенную ячейку. При расчете учитываются механические, объемные и гидравлические потери.

1.2.6 Профилирование лопастей центробежного колеса насоса методом конформного отображения на цилиндр

Профилирование лопастей выполняется на ПЭВМ в интерактивном режиме по отдельной программе. Они профилируются на осесимметричных поверхностях тока равноскоростного меридианного потока с применением конформных отображений, как описано в работах [17, 29]. При профилировании уточняются форма меридианной проекции, положение входной и выходной кромок, углы установки лопасти и др. В соответствующее окно программы профилирования лопастей вводится вычисленный на основании третьей формулы (1.97) момент скорости перед центробежным колесом

.(1.187)

Вначале рассчитываются элементарные решетки лопастей на поверхностях тока равноскоростного меридианного потока. Затем из элементарных решеток на развертке цилиндра на плоскость формируется лопасть. Поверхность лопасти с развертки цилиндра конформно отображается на поверхности тока.

Рис. 1.3 - Меридианное сечение рабочего колеса (а) и построение нормалей (б): линии тока e,c,a; нормали; 0, 1, 2, - параллели (на средней линии тока); меридианные сечения средней поверхности лопасти



1.2.6.1 Главное окно программы

После запуска программы на экране появляется главное окно программы с изображением меридианного сечения рабочего колеса (рис. 2.1). В этом окне сосредоточены все управляющие функции программы. Главное меню программы содержит три меню: Файл, Параметры и ? Команды меню Файл показаны на рис. 2.1. В меню Параметры находятся все команды, предназначенные для профилирования лопасти. Эти команды дублированы на вертикальной панели управления в правой части главного окна. Если в процессе профилирования эта панель оказалась закрыта диалоговыми окнами, то с помощью меню Параметры можно получить доступ к любой команде, не сдвигая и не сворачивая этих окон. Меню ? содержит справочное руководство по использованию программы и информацию о программе и авторе. На панели инструментов расположены кнопки команд и поле для отображения меридианных сечений: средней поверхности лопасти, лицевой или тыльной сторон лопасти. Чтобы ускорить освоение программы, многие диалоговые окна снабжены «желтыми подсказками».

Рис. 1.4 Главное окно программы, меню и команды



1.2.6.2 Техническое задание и параметры сеток

Из главного окна программы подается команда ТЗ и сетка. В открывшееся диалоговое окно с аналогичным названием вводятся наименование рабочего колеса, данные ТЗ и параметры сеток (рис. 2.2). Следует обратить внимание, что задается не подача насоса, а расход через колесо Q_к, учитывающий утечки через уплотнения колеса и в системе разгрузки ротора от осевых сил. Обычно лопасть профилируется по трем или пяти линиям тока. Если задается N=2, то это соответствует трем линиям тока e, c, a с номерами 0, 1, 2 (рис. 1.1). Значение N=4 соответствует пяти линиям тока e, d, c, b, a с номерами 0, 1, 2, 3, 4. Как следует из уравнения (1.3), отношение ?S/?L влияет на расстояние между параллелями на поверхностях тока. Чем больше это отношение, тем больше густота сеток на поверхностях тока и тем выше точность построений. Обычно ?S/?L=24, причем, большее значение следует выбирать для достижения более высокой точности. Параметры di и dj определяют шаг отображения меридианов и параллелей на развертке цилиндра и на поверхности тока в меридианной проекции. Параллели на поверхностях тока в главном окне программы отмечены желтыми точками. Если, например, di=5, а dj=10, то на развертке цилиндра отображаются каждые пятый меридиан и десятая параллель, а на линиях тока - каждая десятая параллель.

Рис. 1.5 Данные ТЗ и параметры сеток



Рис. 1.6 Размеры меридианного сечения рабочего колеса в мм

После ввода основных параметров, в меню Файл следует выбрать команду Сохранить как и сохранить файл. В дальнейшем рекомендуется сохранять файл по завершении работы с каждым из окон: Размеры MC, Площадь MC- параллель и т. д.

1.2.6.3 Построение меридианного сечения рабочего колеса

Меридианное сечение рабочего колеса отображается в главном окне программы (рис. 1.6). По команде Размеры МС открывается диалоговое окно с аналогичным названием (рис. 1.7), в котором задаются размеры сечения, указанные на рис. 1.1. На форму меридианного сечения наложены некоторые ограничения, которые приходится принимать во внимание при его построении: выходная кромка РК параллельна оси вращения, ведущий (основной) диск перпендикулярен этой оси, радиус ?_eR₂-r_e, ?z0 и др. Несмотря на вышеупомянутые ограничения, в большинстве случаев удается построить меридианные сечения рабочих колес, удовлетворяющие предъявляемым к ним требованиям [6, 12]. Для уменьшения относительных скоростей и потерь энергии на повороте потока вдоль линии тока e (рис 1.1) рекомендуется [6, 12] увеличить площадь сечения меридианного потока в этом месте по сравнению с площадью F_*, соответствующей линейному закону ее изменения:



(2.1)

Как показано на рис. 1.1, текущая площадь сечения меридианного потока

F=2рRцln,(2.2)

а площадь в горловине

Рис. 1.7 График площади меридианного сечения по длине средней линии тока

ПЭВМ строит графики площади F и относительной площади

,(2.3)

по длине l линии тока. Чтобы получить эти графики, после ввода размеров меридианного сечения в окно Размеры МС необходимо из главного окна программы подать команду Расчет, а затем по завершении процесса вычислений - команду Графики. В появившемся окне Площадь МС - параллель ставится флажок Блокировка и выбирается номер средней линии тока m=1. Если лопасть профилируется по 5 линиям тока, то m=2. Если поместить курсор в поле графика, нажать и удерживать левую кнопку мыши, то ПЭВМ выведет на экран площадь F и F/F₀ для указанной курсором параллели с номером j (рис. 2.4). Если график площадей не удовлетворяет предъявляемым к нему требованиям, то следует вернуться в окно Размеры МС и изменить соответствующие размеры. В главном окне программы на меридианном сечении колеса строится входная кромка для средней поверхности лопасти. Поэтому если в этом окне выбирать опции Средняя поверхность, Лицевая сторона, Тыльная сторона, то положение меридианных сечений лопасти будет изменяться, а положение входной кромки останется неизменным.

1.2.6.4 Графики нормальных толщин лопасти

Далее задаются графики нормальных толщин лопасти вдоль каждой линии тока. Выбрав у_max и И (например И=125°, у_max=6,6мм), рассчитываем 10 значений у и м:

k	10	9	8	7	6	5	4	3	2	1	0
у, мм	6	6,6	7,0	7,6	8	7,3	6,0	5,5	5,0	4,5	4,0
м,°	110	99	88	77	66	55	44	33	22	11	0

Затем полученные значения вводятся в ПЭВМ. Для этого из главного окна программы подают команду Толщина лопасти и открывают диалоговое окно с аналогичным названием (рис. 1.8). По умолчанию ПЭВМ задает три одинаковых графика вдоль всех линий тока. Этот график толщин представляет собой прямую, проходящую через точки входной и выходной кромок. В соответствующих полях окна Толщина лопасти проектировщик задает номер линии тока m, номер k текущей точки на графике и ее координаты: нормальную толщину SIG и угол MU=И-ц, который отсчитывается от входной кромки лопасти в сторону выходной. Так что нулевому меридиану ц=0, соответствует MU=И. Числа вводятся кнопками или набираются в полях величин m, k и т. д. с последующим нажатием клавиши Enter. Значение угла можно определить, если подвести курсор к соответствующему меридиану и затем нажать левую кнопку мыши (рис. 1.8). Номера точек увеличиваются от входной кромки к выходной, причем, точка на входной кромке имеет нулевой номер. Две соседние точки графика соединяются прямой линией. Точки добавляются кнопкой Добавить. Новая точка вставляется посередине между текущей точкой красного цвета и следующей за ней. По команде Удалить текущая точка удаляется из графика. Рекомендуется вначале задать число k точек на графике и k-1 раз нажать кнопку Добавить. Затем выбирать k=0, 1, 2, … и назначать соответствующие SIG и MU. Для упрощения построений график толщин лопасти для линии тока номер m можно скопировать на остальные линии тока, нажав кнопку Копировать. Работа с окном завершается командой Применить. В первом приближении рекомендуется задать толщины входной и выходной кромок и максимум толщины лопасти вдоль всех линий тока, спрофилировать лопасть на развертке цилиндра, а затем построить уточненные графики толщин лопасти, как показано на рис. 2.6.

Рис. 1.8 График нормальных толщин лопасти



1.2.6.5 Профилирование лопасти

Лопасть рабочего колеса профилируется на развертке цилиндра. В описываемой программе в качестве расчетной выбрана средняя поверхность лопасти. Конформное отображение линии пересечения поверхности тока со средней поверхно-стью лопасти на развертке цилиндра состоит из отрезков прямых 1N₁ и 2N₂ и дуги окружности, касающейся этих прямых в точках N₁ и N₂ (рис. 2.7).

Рис. 1.9 Геометрические параметры линии на развертке цилиндра

Прямые пересекаются в точке K, причем N₂K= N₁K. Форма линии на развертке цилиндра задается: углом охвата И, координатами L_N2, L_K, L₁ и углом в_2л. При изменении координаты L_K точка K перемещается вдоль луча в_2л = const и изменяется угол . Кроме того, этот угол можно увеличивать или уменьшать изменением И и L_1. При изменении координаты L_N2 вдоль лучей в_2л = const и в_1л = const перемещаются обе точки касания N₂ и N₁, что дает возможность изменять радиус вписанной окружности. Напомним, что параметры конформной сетки задаются в окне ТЗ и сетка. Профилировать лопасть на развертке цилиндра удобно, если поместить в главное окно программы два окна: Входная кромка и Конформная диаграмма (рис. 1.10). Для этого следует подать соответствующие команды из главного окна программы. Все изменения, вносимые в конформную диаграмму, практически мгновенно отражаются на форме меридианных сечений лопасти, положении входной кромки, углах атаки, коэффициентах стеснения и др. параметрах. Для удобства диалоговые окна Толщина лопасти, W, rVu и др. снабжены опцией Блокировка. Если снять флажок этой опции, то при изменении номера m на конформной диаграмме автоматически изменяется номер m и в диалоговых окнах.

1.2.6.6 Оценка качества профилирования

Рис. 1.10 Профилирование лопасти

Вначале оценивается плавность лицевой и тыльной сторон лопасти. Сечения лопасти радиальными плоскостями 0, 1, 2, … называются меридианными сечениями. Поверхности лопасти плавные, если меридианные сечения ее лицевой и тыльной сторон - слабоизогнутые линии с постепенным изменением кривизны от выходной до входной кромки и от линии тока a до е. Кроме того, расстояние между двумя соседними меридианными сечениями должно изменяться монотонно вдоль любой линии тока (рис. 1.10). Меридианные сечения отображаются в главном окне программы профилирования (рис. 1.10) и после экспорта данных - в окне программы AutoCAD. Далее оцениваются графики изменения относительной скорости W и момента скорости rVu вдоль линий тока (рис. 1.11). Эти величины подсчитываются по схеме решётки с бесконечно большим числом лопастей.

Момент скорости должен постепенно увеличиваться от входа к выходу из рабочего колеса. Его уменьшение на некотором участке лопасти свидетельствует о работе данного участка в турбинном режиме, что приводит к дополнительным потерям энергии в рабочем колесе. В этом случае следует провести анализ графиков толщины лопасти, коэффициента стеснения, меридианных скоростей, конформной диаграммы, выяснить причину и устранить турбинный эффект.

1.2.7 Расчет и проектирование отвода

Подвод жидкости к насосу выбираем кольцевой. Диаметр входного патрубка: по справочнику принимаем диаметр трубы:.

Жидкость будем отводить спиральным отводом, который уже предусмотрен конструкцией старого корпуса насоса.

Рассчитаем лопаточный отвод, который предназначен для отвода жидкости от РК, преобразования кинетической энергии потока на выходе из РК в энергию давления, уменьшения момента скорости и подвода жидкости к РК следующей ступени или к напорному патрубку насоса.

Основные геометрические размеры лопаточного отвода вычисляются по следующим формулам:

Коэффициент стеснения жидкости:

(1.80)

Входной радиус отвода выбираем:



.(1.82)

Чтобы подавить те или иные лопастные гармоники вибрации, в работе [22] для рабочих колес с числами лопастей z = 5…9 рекомендуются следующие числа лопаток отвода.

Таблица 1.2

Рекомендуемое число лопаток zло

z	Состав нейтрализуемых лопастных гармоник
	1 и 2	1 и 3	2 и 3
7	9;	9;	9;

Толщина входной кромки лопатки ?_??выбирается на основании опыта так, чтобы она обладала достаточной механической прочностью и чтобы рассчитанный по уравнению (1.80) коэффициент стеснения

.(1.86)

Для уменьшения осевого габарита многоступенчатого насоса или увеличения a₃ следует выбирать меньшие m₃ = 0,04…0,01 так, чтобы

.(1.89)

Диффузор лопаточного отвода рассчитаем на основе соображений, высказанных проф. С.С. Рудневым. В лопаточном отводе преобразуется в энергию давления кинетическая энергия

??V₂²-V₁²?/2g (рис.1.10)

Так как в искривленных переводных и диффузорных обратных каналах на участке 4 -- 1 это преобразование сопровождается большими потерями энергии, то большая доля кинетической энергии должна преобразовываться на участке 2 -- 4.

Кинетическая энергия

???V₂²-V₁²?/2g = ?V₂²-V₄²?/2g+?V₄²-V₁²?/2g

Разделив это уравнение на , получим в относительных величинах:

1=,

где доля = ?V₂²-V₄²?/?V₂²-V₁²?? а = ?V₄²-V₁²?/?V₂²-V₁²?

Рекомендуется

.(1.93)

Так как

, то

и площадь на выходе из диффузора

, (1.94)

где V_2m рассчитывается по уравнению (1.72), а

V_2uc= gH_т/R_2c.

При постоянных V_2m, V_2uc и z_ло с увеличением доли увеличивается площадь диффузора F₄ на выходе и степень его расширения

(1.95)

Во избежание отрыва потока рекомендуется [9] ограничить степень расширения диффузора .(1.96)

Задавая согласно (1.93), проверяем выполнение условия (1.96). Если при расчете получили , а соответствующий внешний радиус отвода R₄ допускается увеличить, то возможно увеличение сверх значений по (1.93).

Согласно рис. 1.11

,

где

Поэтому длина диффузора

,(1.97)

Где , .

В соответствии с исследованиями [1, 12] для диффузоров с оптимальными размерами входа по уравнению (1.90) рекомендуются следующие углы расширения. Если диффузор расширяется в одной плоскости,



,(1.98)

а если в двух плоскостях,

.(1.99)

(Так как при формула (1.97) дает неопределенность, то в этом случае в ПЭВМ вводится ).

На основании рис.1.11 высота и ширина диффузора на выходе:

(1.100)

Последующие расчеты и проектирование лопаточного отвода выполняются в соответствии с [12]. Проточная полость рассчитанного в табл. 1.1 лопаточного отвода приведена на рис.1.11.

Рис. 1.11 Лопаточный отвод [12]

1.2.8. Расчет шпонок вала.

Необходимые начальные данные:



,

где: - крутящий момент на валу насоса;

- максимальная мощность, кВт;

- число оборотов, мин^-1;

Получаем:

а) шпонка под колесо:

; где

;; ;

Т.к. ступица изготовлена из стали 12Х13Ш: .

;

Примем по справочнику:

б) шпонка под пластинчатую муфту:

; где

;; ;

Т.к. полумуфта изготовлена из стали 12Х13Ш: .

;

Для того чтобы уменьшить длину шпонки, установим на вал две шпонки противоположно расположенные. Тогда длина каждой шпонки вычисляется по формуле:

Примем по справочнику:

1.2.9 Расчет гидропяты

Расчет гидропяты осуществляем с помощью программы «Гидропята», написанную в КФ МГТУ им. Н.Э. Баумана. Результаты расчетов получим в виде таблицы:

Таблица

Расчет гидропяты при номинальной частоте вращения n=5700 об/мин»



электростанция насос лопастный колесо



Таблица

Расчет гидропяты при максимальной частоте вращения n=6000 об/мин»



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Байбаков О.В. Применение ЭВМ в расчетах проточной полости лопастных гидромашин: Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию / Под ред. И.В. Матвеева. -- М.: МВТУ, 1982. -- 40 с.

Байбаков О.В., Руднев С.С. Расчет рабочего колеса и подвода лопастного насоса: Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию / Под ред. И.В. Матвеева. -- М.: МВТУ, 1983. -- 46 с.

Байбиков А.С., Караханьян В.К. Гидродинамика вспомогательных трактов лопастных машин. -- М.: Машиностроение, 1982. -- 112 с.

Берзинь И.Э., Пикунова С.А., Савченко Н.Н., Экономика предприятия. -- М.: Дрофа, 2003. -- 364 с.

Белов С.В., Безопасность производственных процессов. Справочник. -- М.: Машиностроение, 1985. -- 442 с.

Белов С.В., Безопасность жизнедеятельности. -- М.: Высшая школа, 2001. -- 484 с.

Беляев Е.Н., Чванов В.К., Черваков В.В. Математическое моделирование рабочего процесса жидкостных ракетных двигателей: Учебник / Под ред. В.К. Чванова. -- М.: МАИ, 1999. -- 228 с.

Большаков Г.Ф. Химия и технология компонентов жидкого ракетного топлива. -- Л.: Химия, 1983. -- 320 с.

Боровский Б.И. Энергетические параметры и характеристики высокооборотных лопастных насосов. -- М.: Машиностроение, 1989. -- 184 с.

Боровский Б.И., Кравчик Н.И., Толстиков Л.А. Гидравлический расчёт шнекового бустерного насоса: Учебное пособие / Под ред. Н.И. Кравчика. -- М.: МАИ, 1987. -- 52 с.

Валюхов С.Г., Демьяненко Ю.В., Петров В.И. Высокооборотные лопастные оседиагональные насосы: Теория, расчёт характеристик, проектирование и изготовление. -- Воронеж: Воронежский государственный университет, 1996. -- 264 с.

Высокооборотные лопаточные насосы / Под ред. Б.В. Овсянникова и В.Ф. Чеба-евского. -- М.: Машиностроение, 1975. -- 336 с.

Гидравлика, гидромашины и гидроприводы / Под ред. Т.М. Башты и С.С. Руднева. -- 2-е изд., перераб. и доп. -- М.: Машиностроение, 1982. -- 424 с.

Допуски и посадки. Справочник. Часть 1 / Под ред. В.Д. Мягкова -- Л.: Машиностроение, 1978. -- 543 с.

Ефремов Г.В., Карасев В.П., Краев М.В. Автоматизированное проектирование турбонасосных агрегатов: Учебное пособие / Под ред. М.В. Краева. -- Красноярск: Красноярский политехнический институт, 1989. -- 118 с.

Жарковский А.А., Грянко Л.П., Плешанов В.Л. Автоматизированное проектирование рабочего колеса центробежного насоса: Учебное пособие. -- СПб.: СПбГТУ, 1997. -- 108 с.

Краев М.В., Овсянников Б.В., Шапиро А.С. Гидродинамические радиальные уплотнения высокооборотных валов. -- М.: Машиностроение, 1976. -- 104 с.

Кузнецов А.В., Панаиотти С.С., Савельев А.И. Автоматизированное проектирование центробежного насоса: Методическое пособие / Под ред. С.С. Панаиотти. -- М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. -- 48 с.

Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы. -- М.-- Л.: Машиностроение, 1966. -- 364 с.

Лопастные насосы: Справочник / В.А. Зимницкий, А.В. Каплун, А.Н. Шапиро, В.А. Умов; Под общ. ред. В.А. Зимницкого и В.А. Умова. -- Л.: Машиностроение, 1986. -- 334 с.

Мелащенко В.И., Зуев А.В. Профилирование лопастей рабочих колес центробежных насосов. -- М.: МВТУ, 1980. -- 52 с.

Методическое пособие по расчету шнекоцентробежной ступени насоса / Под ред. Л.Г. Подвидза. -- М.: МВТУ, 1974. -- 64 с.

Норенков И.П. Основы автоматизированного проектирования. -- М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. -- 360 с.

Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. -- М.: Машиностроение, 1971. -- 540 с.

Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания жидкостных ракетных двигателей. -- М.: Машиностроение, 1986. -- 376 с.

Овсянников Б.В., Селифонов В.С., Черваков В.В. Расчет и проектирование шнека центробежного насоса. -- М.: МАИ, 1996. -- 72 с.

Панаиотти С.С. Основы расчета и автоматизированное проектирование лопастных насосов с высокой всасывающей способностью. -- М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. -- 48 с.

Петров В.И., Чебаевский В.Ф. Кавитация в высокооборотных лопастных насосах. -- М.: Машиностроение, 1982. -- 192 с.

Покровский Б.В. Научные основы расчета и проектирования малошумных судовых центробежных насосов: Автореф. дисс. канд. техн. наук. -- М., 1997. -- 41 с.

Полтев М.К., Охрана труда в машиностроении. -- М.: Высшая школа, 1980. -- 290 с.

Пфлейдерер К. Лопаточные машины для жидкостей и газов. -- М.: Машгиз, 1960. -- 682 с.

Ржебаева Н.К., Жуков В.М., Куценко В.А. Методическое пособие к курсовому и дипломному проектированию «Шнекоцентробежная ступень насоса». -- Харьков: ХПИ, 1990. -- 40 с.

Руднев С.С. Основы теории лопастных решеток. -- М.: МВТУ, 1976. -- 78 с.

Руднев С.С., Матвеев И.В. Методическое пособие по курсовому проектированию лопастных насосов. -- М.: МВТУ, 1974. -- 72 с.

Селифонов В.С., Овсянников Б.В., Боровский Б.И. Теория и расчет агрегатов питания двигательной установки: Учебное пособие / Под ред. Б.В. Овсянникова. -- М.: МАИ, 1980. -- 80 с.

Справочник конструктора-машиностроителя. Том 1 / В.И. Анурьев -- М.: Машиностроение, 1980. -- 728 с.

Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2 / В.И. Анурьев -- М.: Машиностроение, 1980. -- 559 с.

Справочник конструктора-машиностроителя. Том 3 / В.И. Анурьев -- М.: Машиностроение, 1980. -- 559 с.

Справочник технолога-машиностроителя. Том 1 / А.Г. Косилова, Р.К. Мещеряков -- М.: Машиностроение, 1986. -- 495 с.

Справочник технолога-машиностроителя. Том 2 / А.Г. Косилова, Р.К. Мещеряков -- М.: Машиностроение, 1986. -- 495 с.

Сточек Н.П., Шапиро А.С. Гидравлика жидкостных ракетных двигателей. -- M.: Машиностроение, 1978. -- 128 с.

Суханов Д.Я. Работа лопастных насосов на вязких жидкостях. -- М.: Машгиз, 1952. -- 34 с.

Теория и расчет турбокомпрессоров: Учебное пособие для студентов вузов машиностроительных специальностей / К.П. Селезнев, Ю.Б. Галеркин, С.А. Анисимов и др.; Под общ. ред. К.П. Селезнева. -- Л.: Машиностроение, 1986. -- 392 с.