Расчет центробежного насоса конденсатной системы судна

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Целью проекта является закрепление знаний по основам теории вспомогательных гидравлических машин, а также практическое овладениенавыками выполнения необходимых расчетов при проектировании центробежных насосов.

Конденсатно-питательная система входит в состав главных судовых энергетических установок судна.

Конденсатно-питательная система предназначена для отбора конденсата из главного и вспомогательного конденсаторов, приема и выдачи, хранения, подготовки и подачи питательной воды к паропроизводящим установкам и агрегатам и на органы регулирования управления.

Конденсатная система ПТУ должна обслуживаться двумя конденсатными насосами. Подача каждого из них должна не менее чем на 25% превышать максимальное количество конденсата отработавшего пара.

Конденсатный насос предназначен для удаления конденсата из конденсатора и подачи его в деаэратор или к питательному насосу в зависимости от принятой схемы питания парогенераторов. В деаэраторе происходит удаление растворенных газов из воды путем нагрева ее до температуры насыщения при определенном давлении в деаэраторе.

Так как параметры перекачиваемого конденсата близки к параметрам насыщения, то конденсатный насос работает в тяжелых условиях и должен иметь высокие антикавитационные качества и надежность в работе.

Конденсатные насосы обычно выполняют центробежного типа с двумя или тремя ступенями, чтобы обеспечить надежность работы насоса по условиям на всасывании и увеличение КПД. Как правило, первая ступень насоса имеет меньший напор, чем последующие ступени, и её колесо выполняется с лопастями двоякой кривизны. Главные конденсатные насосы выполняются в вертикальном положении. Для отвода жидкости от рабочих колёс используются спиральные отводы, либо направляющие аппараты, однако предпочтение отдается первому варианту. Частота вращения ротора конденсатного насоса не превышает 3000 об/мин.

Материалы, применяемые для изготовления насосов: корпус - бронза или латунь, рабочее колесо - высокооловянистая бронза или монель-металл, вал - нержавеющая или углеродистые стали, бронзовые рубашки.



ЗАДАНИЕ

Исходные данные для расчета конденсатного насоса.

Без деаэратора

Gпн=19 кг/с - массовая подача питательного насоса

kкн=1,14 - коэффициент запаса при подаче для конденсатного насоса

Gпод=0,5 кг/с - подвод воды в напорную магистраль

Gотб=1, 5 кг/с - отбор воды из напорной магистрали

h к=2,02 м - геометрическая высота от уровня в конденсатосборнике до ЦТ сечения приёмного патрубка

dтр=0,150 м - диаметр трубопровода конденсатно-питательной системы

lтр=5,4 м - суммарная длина приёмного трубопровода

1=0,4; 2=0,6; - коэффициенты местных сопротивлений на приёмном трубопроводе

Pкл=90 кПа - потери давления на клапанах напорной магистрали

Pф1=85 кПа без фильтра - потери давления на ионообменном фильтре

PТОА=19 кПа - суммарные потери давления в теплообменных аппаратах

Pтр2=24 кПа - потери давления в напорной магистрали

Pкнпод=0,018 МПа - давление подпора на входе конденсатного насоса

Т=330 К - температура жидкости на входе в насос

Pпнпод=500 кПа - давление подпора на входе питательного насоса

Без деаэратора.



1. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА И ХАРАКТЕРИСТИК РАБОЧЕГО КОЛЕСА

1.1 Параметры насоса

Подача конденсатного насоса определяется следующим образом:

, ;

Напор конденсатного насоса рассчитывается по формуле для схемы без деаэратора:

Члены, входящие в данные формулы:

где - плотность перекачиваемой жидкости;

,

где - коэффициент гидравлического сопротивления;

- число Рейнольдса;



Для жидкости с параметрами Pкнпод =с диаэратором и Т = 326К имеем следующие значения плотности и кинематической вязкости:

,

насос кавитация ротор отвод

В свою очередь скорость жидкости выражается как:

, ;

Находим число Рейнольдса:

Полученное значение числа Рейнольдса Re следовательно, рассчитываем коэффициент гидравлического сопротивления по формуле Германа:

1.2 Параметры ступени

Насосы с последовательным соединением рабочих колёс называются многоступенчатыми. Напор такого насоса равен сумме напоров отдельных ступеней, а подача насоса равна подаче одной ступени:

; ;

где - число ступеней;

Определяем критический кавитационный запас энергии для конденсатного насоса без деаэратора:

;

где = 17,3 - давление насыщения жидкости при заданной температуре Т =330К;

- гидропотери всасывающего трубопровода;

- коэффициент запаса, который принимается . Принимаем

Определим максимально допустимую частоту вращения рабочего колеса:



- кавитационный коэффициент быстроходности, который выбирается исходя из назначения насоса, - для конденсатного насоса;

Определим рабочую частоту вращения колеса насоса:

,

где - коэффициент быстроходности; - для конденсатного насоса; принимаем

Условие правильного выбора коэффициента быстроходности - согласование частот вращения согласно неравенству (причем не следует брать меньше 50).

Условие правильного выбора коэффициента быстроходности выполнено, так как .

Расчетная подача колеса может быть найдена по выражению:

,

где - объёмный КПД, который находится как:



,

где - учитывает протечку жидкости через переднее уплотнение;

Теоретический напор находится по формуле:

,

где - гидравлический КПД, который определяется как:

,

где - приведенный диаметр входа в рабочее колесо, принимается.



Гидравлические потери возникают из-за наличия трения в каналах проточной части.

Механический КПД найдем по формуле:

,

где учитывает потери энергии на трение наружной поверхности колеса о перекачиваемую жидкость (дисковое трение):

;

- учитывает потери энергии на трение в подшипниках и сальниковых устройствах насоса. Принимаем

Общий КПД насоса определяется как:

;

КПД судовых центробежных насосов лежит в пределах от 0,55 до 0,75.

Потребляемая мощность насоса:

;



Максимальная мощность при перегрузках определяется:

;



2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ НА ВХОДЕ В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО

Размеры входа рабочего колеса определяются из условия обеспечения требуемых кавитационных качеств колеса и минимальных гидропотерь. Скорость на входе в рабочее колесо находится по формуле С.С. Руднева (она соответствует минимальному значению критического кавитационного запаса энергии):

;

Величина зависит от кавитационных качеств рабочего колеса и определяется графически относительно выбранного (следует отметить, что для малошумных насосов ).

Диаметр вала рабочего колеса в первом приближении найдем из расчета, на кручение по формуле:

,

где - допускаемое напряжение на кручение для данного вала (углеродистая сталь);

- крутящий момент, приложенный к валу:

;

Полученное значение диаметра для придания жесткости увеличивают на 10-15 мм, поэтому примем диаметр вала равным:

Диаметр втулки:

;

Диаметр входа в колесо находится с помощью уравнения неразрывности:

;

Расположение входной кромки лопасти колеса, а также ее ширина , зависят от коэффициента быстроходности и кавитационных качеств колеса, исходя из уравнения неразрывности:

;



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

;

Диаметр окружности, проходящей через средние точки входных кромок лопастей, принимается:

;

Входную кромку лопасти располагают под углом к оси колеса 15-300 либо параллельно ей.

После поступления потока в межлопастной канал, последовательно учитывают следующие два фактора, действующие одновременно, а именно: стеснение потока телом лопастей и отклонение потока вследствие удара потока о лопасть.

Кроме того, после поступления потока в межлопастной канал, увеличится меридианная составляющая абсолютной скорости :

,

где - коэффициент стеснения на входе. Принимаем



Окружная скорость на входе в межлопастной канал определятся по формуле:

,

где - угловая скорость;

Учтём второй фактор - отклонение потока вследствие удара потока о лопасти. Обычно в рабочем колесе насоса лопасть устанавливают не под углом безударного поступления потока , а под углом , большим угла на величину угла атаки , учитывающего подкрутку потока на входе в межлопастной канал. Это делается для улучшения гидравлических и кавитационных качеств насоса на переменных режимах работы.

Найдем угол безударного поступления потока:

;

Угол установки лопасти на входе:

,

где - угол атаки, (для колес с нормальными кавитационными качествами ).

Для судовых насосов .

При безотрывном обтекании лопасти поток движется по касательной к её поверхности. Поэтому, считаем, что относительная скорость потока , после его поступления на лопасти, направлена по касательной к средней линии профиля лопасти на входе и определяется по уравнению:

= ;

По скоростям , , , и углам , построим треугольники скоростей на входе в рабочее колесо.



3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

Основные параметры выхода рабочего колеса: - наружный диаметр, - ширина лопасти на выходе, - угол установки лопасти на выходе определяются из условия создания требуемого напора при достаточно высоком КПД.

Диаметр определяют методом последовательных приближений:

;

,

Отсюда имеем:

;

- наружный диаметр в первом приближении.

Из треугольников скоростей на входе и выходе из межлопастных каналов получаем:

; ;;



Отсюда окончательно имеем:

,

где - коэффициент стеснения на выходе из колеса (следует помнить, что для снижения потерь в насосе выходную кромку лопасти стремятся плавно заострить, то есть , однако для улучшения её технологических свойств и увеличения прочности она изготовляется конечной толщины ).

Меридианная составляющая абсолютной скорости (для колес со средними кавитационными качествами):

=

С целью минимизации вихревых зон при движении потока в межлопастных каналах принимается соотношение относительных скоростей:

;

Угол установки лопасти на выходе из рабочего колеса принимает значения . Благоприятная форма лопасти получается при близких значениях углов, то есть . Принимаем

Минимальное число лопастей может быть найдено по формуле:

,

где - длина средней линии тока в меридианном сечении в предварительном расчете.

Число лопастей обычно составляет:. Принимаем .

Далее определяем коэффициент , учитывающий конечное число лопастей. Для радиального направления средней линии меридианного сечения рабочего колеса:

,

где - коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхности и форму лопасти, принимается:

Первое слагаемое определяется в зависимости от шероховатости поверхности проточной части колеса. Для колес с малой шероховатостью межлопастных каналов следует принимать меньшее значение. (Отметим, что для лопаточного отвода поправка всегда меньше, чем для спирального отвода).

Теоретический напор колеса по струйной теории определяется по формуле:

;

Определим наружный диаметр во втором приближении, воспользовавшись основным уравнением гидравлических лопастных машин:

;

Из треугольника скоростей имеем:

;

После подстановки его в основное уравнение и решения относительно получим окружную скорость на выходе во втором приближении:

;

По окружной скорости находим диаметр выхода во втором приближении:



;

Условие выполнено, значение м принимается за окончательное. Определим ширину лопасти :

;

Определим относительную скорость на выходе:

;

При струйном движении потока направление относительной скорости будет совпадать с направлением касательной к средней линии лопасти.

Окружная проекция скорости на выходе определяется как:

;

По полученным значениям , , , строим треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса и определяем скорости , , .

4. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ МЕРИДИАННОГО СЕЧЕНИЯ И КОЛЕСА В ПЛАНЕ

Меридианным сечением рабочего колёса называется сечение колеса плоскостью, проходящей через его ось. При этом лопасти рабочего колеса не рассекаются, а входная и выходная кромки лопасти наносятся на секущую плоскость круговым проектированием, то есть каждая точка кромок лопасти поворачивается вокруг оси колеса до встречи с секущей плоскостью. Профилирование меридианного сечения выполняется так, чтобы ширина межлопастного канала плавно изменялась от входа до выхода. С этой целью выдаются графиком изменения меридианной составляющей абсолютной скорости в функции от радиуса , или длины средней линии межлопастного канала. Форма средней линии межлопастного канала рабочего колеса выбирается по прототипам в зависимости от значения коэффициента быстроходности.

В качестве исходного уравнения для определения ширины межлопастного канала используется уравнение неразрывности:

,

где - расчетная подача;

- текущий диаметр;

- ширина канала на диаметре;

- меридианная составляющая абсолютной скорости на диаметре .

Построение выполняется следующим образом: линия от радиуса до радиуса разбивается на ряд участков , затем определяем ширину межлопастного канала на соответствующем радиусе по формуле:



;

Взяв эти точки за центры, проводят ряд окружностей с диаметром, равным ширине канала . Боковые стенки канала получим как огибающие этих контуров. При необходимости контуры могут быть откорректированы по конструктивно-технологическим соображениям. После корректировки окончательно определяются параметры канала и положение средней линии.

Из опыта проектирования рекомендуется контур канала в меридианном сечении выполнять подобным по форме каналам рабочего колеса с высокими гидравлическими свойствами.

Разбиваем линию от радиуса R1 до радиуса R2 на 8 равных участков. Находим на каждом участке ширину межлопастного канала:



5. ПЛАН РАБОЧЕГО КОЛЕСА

Планом рабочего колеса называется проекция сечения колеса поверхностного тока на плоскость, перпендикулярную оси колеса. Расчет лопасти производят по средней ее поверхности, равноотстоящей как от лицевой, так и от тыльной поверхностей лопасти. Поверхность лопасти получается перемещением прямой, параллельной оси колеса, по контуру сечения лопасти в плане. Ширина лопасти определяется контуром меридианного сечения колеса. Сечение лопасти в плане строят по средней линии и толщине лопасти. Средняя линия сечения делит пополам толщину лопасти, отсчитываемую по нормали к средней линии. Среднюю линию сечения строят по точкам. Профилирование лопасти ведут так, чтобы обеспечить более благоприятные условия для безотрывного обтекания контура лопасти потоком рабочей среды. Для этого случая гидравлические потери будут минимальными.

Дифференциальное уравнение средней линии сечения лопасти в плане имеет вид:

(*);

Это уравнение, получено исходя из условия, что при радиусе и угол .

Угол установки лопасти на соответствующем радиусе может быть определен как:

,



где - меридианная составляющая абсолютной скорости;

- относительная скорость;

- толщина лопасти;

- шаг на соответствующем радиусе.

Интегрирование уравнения (*) выполняют приближённо по правилу трапеции. Если обозначить подынтегральную функцию:

,

то приращение центрального угла , соответствующее приращению радиуса :

;

Аналогично рассчитываем значения В для каждого радиуса r. Полученные данные занесем в таблицу 1.

Аналогично рассчитываем значения для каждого радиуса r. Полученные данные занесем в таблицу 1.

Угол охвата всей лопасти будет:



;

Шаг лопастей на соответствующем радиусе определим:

,

где - число лопастей.

Толщину лопасти на i-том радиусе строим следующим образом: задаемся толщиной лопасти на входе и выходе .

Из опыта проектирования , . Максимальная толщина лопасти находится на средней части: .

Для упрощения технологии изготовления рабочих колес лопасти проектируются постоянной толщины (со скошенными входными и выходными кромками для улучшения обтекания). Принимаем ,,.

Все расчетные величины сводим в таблицу 1.

Построение лопасти в плане осуществляется следующим образом: по вычисленным радиусам и скоростям , построим среднюю линию сечения лопасти. Далее из соответствующих точек этой линии как из центров проводим окружности диаметром, равным толщине на данном радиусе. Огибающая этих окружностей будет контуром сечения лопасти в плане.

Выходная кромка не закругляется, а подвергается механической обработке (обточке) вместе с рабочим колесом.

Таблица 1 - Данные для построения колеса

№ точки	ri, м	bi, м	C'mi, м/c	Wi, м/c	C'mi / Wi	ti, м	Дi, м	Дi/ ti	sinвi= ( C'mi / Wi)+( Дi/ ti)	вi, град	tgвi	Bi = 1/( ri tgвi)	Дri, м	Bi + Bi+1/2	ДV = (Bi + Bi+1) Дri/2	V =У (Bi + Bi+1) Дri/2	Vi, град
1	0,075	0,032	1,52	4,66	0,33	0,059	0,0019	0,041	0,371	21,8	0,4	33,33	0,00925	37,4	0,323	0,323	0
2	0,084	0,028	1,56	5,92	0,263	0,066	0,0023	0,045	0,308	18	0,325	36,63	0,00925				18,5
3	0,0935	0,024	1,61	7,19	0,224	0,073	0,0028	0,049	0,273	15,9	0,284	37,65	0,00925	30,5	0,343	0,67	38,4
4	0,102	0,021	1,66	8,46	0,196	0,08	0,0033	0,052	0,248	14,4	0,256	38,29	0,00925	26	0,351	1,021	58,5
5	0,112	0,019	1,71	9,73	0,176	0,088	0,0038	0,055	0,231	13,4	0,238	37,51	0,00925	22,1	0,351	1,372	78,6
6	0,121	0,017	1,75	10,99	0,159	0,095	0,0034	0,046	0,205	11,8	0,209	39,54	0,00925	19,6	0,356	1,728	99
7	0,13	0,015	1,8	12,26	0,147	0,102	0,003	0,038	0,185	10,7	0,188	40,91	0,00925	18,3	0,372	2,1	120,3
8	0,139	0,014	1,85	13,53	0,136	0,109	0,0026	0,032	0,168	9,7	0,17	42,31	0,00925	16,6	0,384	2,484	142,3
9	0,149	0,012	1,9	14,8	0,128	0,117	0,0022	0,026	0,154	8,9	0,156	43,02	0,00925	15,6	0,394	2,878	164,9

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КАВИТАЦИЮ

Критический кавитационный запас энергии:

,

где =1,67 - абсолютная скорость на входе в межлопастные каналы рабочего колеса;

- коэффициент кавитации, который определяется как:

,

где - окружная скорость на входе в межлопастные каналы рабочего колеса;

- толщина лопасти на входе;

- толщина лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки.

- относительная скорость на входе в межлопастные каналы рабочего колеса, которая находится как:

;

Данная формула справедлива при выполнении следующих условий:



; ; ; ; ;

Условия выполняются. Находим относительную скорость на входе в межлопастные каналы:

.

Находим коэффициент кавитации:

Находим Критический кавитационный запас энергии:

По вычисленному критическому кавитационному запасу определяем кавитационный коэффициент быстроходности:

;

Допускаемую геометрическую высоту всасывания определим как:



,

где - давление, равное давлению в питающем резервуаре, а если питательная система без деаэратора, то давлению подпора на входе в насос.

Рассчитанное значение допустимой геометрической высоты всасывания получилось завышенным по сравнению с высотой от уровня в конденсатосборнике до ЦТ сечения приемного патрубка, данной по условию, что является недопустимым, то есть такой насос не проходит проверки на кавитацию. Для выполнения данного условия необходима установка предвключенного колеса, которое способно обеспечить дополнительное давление подпора на в ходе в насос, тем самым разрешает возникшую проблему. В качестве предвключенного колеса используем осевое колесо.



7. ПОСТРОЕНИЕ ПРИБЛИЖЕННОЙ НАПОРНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА

Приближенная напорная характеристика насоса может быть построена на основе уравнения энергии (Эйлера и Бернулли):

,

где - коэффициенты, зависящие от конструктивных и режимных факторов. Значения коэффициентов могут быть достаточно полно описаны в зависимости от коэффициента быстроходности . Находим значения , , по известным значениям , , , :

И по коэффициентам , , , задавшись значениями (причем так, чтобы перекрыть диапазон подачи насоса), найдем по уравнению энергии соответствующие значения и построим напорную характеристику насоса:

,

где

Расчетные данные для построения характеристики насоса

	0	0,1Q	0,2Q	0,3Q	0,4Q	0,5Q	0,6Q	0,7Q	0,8Q	0,9Q	Q	1,1Q	1,2Q	1,3Q	1,4Q	1,5Q
Q	0	0,0023	0,0046	0,0069	0,0092	0,0115	0,0138	0,0161	0,0184	0,0207	0,023	0,0253	0,0276	0,0299	0,0322	0,0345
Hi	0	798,69	826,05	844,24	853,23	853,04	844	825,15	798,29	760,43	714,6	659,02	594,52	520,86	438	345,95

8. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ОТВОДА НАСОСА

Спиральный отвод состоит из спирального канала с постепенно нарастающими сечениями и выходного диффузора. Он применяется в одноступенчатых машинах. Расчет выполняется на основе закона . Поток после выход а из рабочего колеса движется по траектории, соответствующей логарифмической спирали. Следовательно, для минимизации гидравлических потерь стенка спирального канала должна быть по форме такой же, как и траектория движения жидкости. Входное сечение канала представляет цилиндрическую поверхность радиуса соосную с осью рабочего колеса (это позволяет выровнять до поступления потока в спиральный канал неравномерное поле скоростей вследствие конечного числа лопастей при проектировании насосов на меньшие уровни шума возврата энергии дискового трения основному потоку, а также для удобства сборки).

Далее задаемся формой сечения спирального канала, в виде трапеции.

Ширина для наклона боковых стенок с постоянным углом .



9. РАСЧЕТ ОСЕВОЙ СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩЕЙ НА РОТОР НАСОСА И РАЗГРУЗОЧНОГО УСТРОЙСТВА

Суммарная осевая сила может быть найдена по выражению:

,

где - абсолютная скорость потока на входе в рабочее колесо;

- радиус уплотнения рабочего колеса;

- радиус втулочный;

- радиус выхода потока из рабочего колеса;

- давление потока на выходе из рабочего колеса;

- давление потока на входе в рабочее колесо.

Осевая сила направлена в сторону, противоположную направлению движения потока на входе в рабочее колесо. Для многоступенчатого насоса:

, где:

- число ступеней;

- осевая сила на одном рабочем колесе .

В случае износа уплотнения возникает дополнительная осевая сила, которая постепенно возрастает по мере износа уплотнения. По рекомендации А. А. Ломакина она может быть определена по следующей формуле:

;

Износ уплотнений приводит не только к увеличению утечек и уменьшению КПД, но и к существенному увеличению осевой силы (что может создать аварийную ситуацию). Сила , так же как и направлена в сторону, противоположную движению потока на входе в рабочее колесо.

Полная величина осевой силы, действующей на рабочее колесо насоса при максимально допустимом износе уплотнения равна:

,

где - коэффициент, учитывающий допустимый износ уплотнения. Принимаем

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Конденсатная система ПТУ должна обслуживаться двумя конденсатными насосами. Подача каждого из них должна не менее чем на 25% превышать максимальное количество конденсата отработавшего пара.

Конденсатный насос предназначен для удаления конденсата из конденсатора и подачи его в деаэратор или к питательному насосу в зависимости от принятой схемы питания парогенераторов. В деаэраторе происходит удаление растворенных газов из воды путем нагрева ее до температуры насыщения при определенном давлении в деаэраторе.

Так как параметры перекачиваемого конденсата близки к параметрам насыщения, то конденсатный насос работает в тяжелых условиях и должен иметь высокие антикавитационные качества и надежность в работе.

Конденсатные насосы обычно выполняют центробежного типа с двумя или тремя ступенями, чтобы обеспечить надежность работы насоса по условиям на всасывании и увеличение КПД. Как правило, первая ступень насоса имеет меньший напор, чем последующие ступени, и её колесо выполняется с лопастями двоякой кривизны. Главные конденсатные насосы выполняются в вертикальном положении. Для отвода жидкости от рабочих колёс используются спиральные отводы, либо направляющие аппараты, однако предпочтение отдается первому варианту. Частота вращения ротора конденсатного насоса не превышает 3000 об/мин.

Материалы, применяемые для изготовления насосов: корпус - бронза или латунь, рабочее колесо - высокооловянистая бронза или монель-металл, вал - нержавеющая или углеродистые стали, бронзовые рубашки.

ЛИТЕРАТУРА

1. Андрющенко Р.С., Матвиенко С.И. Расчет центробежных и осевых насосов конденсатно-питательной системы судна. СП б.: Изд. СПбГМТУ, 2010.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2008.

Размещено на Allbest.ru