Размеров рабочего колеса насоса

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

Общие положения

Проектирование производится на основании накопленного опыта создания различных типов насосов. Причем для различных областей применения насосов используется свой подход. В настоящей главе рассматриваются вопросы проектирования стационарных насосов общепромышленного назначения. Отличительной особенностью является их работа в до кавитации, что связано с их продолжительной эксплуатацией и необходимостью исключить кавитационные разрушения.

Несмотря на отличия в обосновании кинематических параметров и геометрических размеров проточной части, существует общий подход в проектировании насосов различных типов. Проектирование включает составление и анализ технического задания, выбор основных параметров и гидравлические расчеты, выполнение эскизной компоновки машины, проведение поверочных и уточняющих расчетов, выполнение чертежей общего вида машины и отдельных его деталей.

Графическая часть проекта и пояснительная записка выполняются в соответствии с ГОСТ 2.109-73, ГОСТ 2.305-68(СТ СЭВ 367-76), ГОСТ 2.108-68, ГОСТ 2.307-68, ГОСТ 2.308-68, ГОСТ 10356-63, ГОСТ 2789-73, ГОСТ 2.309-79, ГОСТ 2.104-68 (СТ СЭВ 140-74, 365-76), ГОСТ 2.105-68 и ГОСТ 106-68.

Техническое задание на проектирование

Задание на проектирование лопастного центробежного насоса включает следующие основные данные:

а) физические свойства перекачиваемой среды:

r - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м³;

m - коэффициент динамической вязкости, Па С;

Р _нп - давление насыщенных паров рабочей жидкости, ПА (физические свойства перекачиваемой среды заданы для расчетной температуры Т⁰К);

б) параметры насоса на расчетном режиме:

Н - напор, м;

Q - объемный расход жидкости через насос, м³/с;

в) дополнительно данные. Наряду с основными сведениями о насосе даются дополнительные данные, которые позволяют правильно подойти к проектированию насоса.

К таким данным относятся:

- сведения о назначении насоса и область его применения;

- возможные границы изменения эксплуатационных условий;

- технические требования (КПД насоса, масса, габариты);

- эргономические (уровень шума, дб, вибрации, мм или м/с², величина

внешней утечки, м³/с);

- показатель технической эстетики и физиологические показатели,

характеризующие удобство обслуживания насоса;

- экономические (стоимость насоса или его монтажа, обслуживания и

ремонта), ресурс, доступность отдельных узлов для обслуживания и др..

Расчет основных параметров и геометрических

размеров рабочего колеса насоса

2.3.1. Определение частоты вращения колеса

Частота вращения рабочего колеса определяется по формуле Руднева С.С. /16/

, (2.1)

где С - кавитационный коэффициент быстроходности выбирается в

зависимости от требований к насосу;

- для длительной работы по 1-му критическому режиму

кавитации С₁ = 800¸1100;

- для работы насоса на втором режиме кавитации

С₂ = 1000¸1800(200).

Применение шнекоцентробежной ступени позволяет принимать значения С₂=1800¸3000 (5000)

- расчетное значение подпора;

D h - подпор на входе в насос, D h =1,5¸20 м.

Коэффициент 1,15¸1,3 по ГОСТ 6134-71.

2.3.2. Определение коэффициента быстроходности

. (2.2)

2.3.3. Определение диаметра входа в колесо D _вх

Сводится к определению приведенного диаметра по среднестатическим значениям коэффициента, входящего в формулу:

, (2.3)

где: ;

- приведенный диаметр рабочего колеса.

Окончательно

. (2.4)

Коэффициент К₀ выбирается из следующих соображений /16/:

1. Рабочее колесо имеет большой кавитационный запас и кавитация в нем исключена. В этом случае из условия получения минимума относительной скорости входа жидкости в рабочее колесо

К₀ =3,3¸3,7.

2. В случае расчета насоса по 1-му критическому режиму кавитации К₀ =4,2¸4,6. Причем, большие значения выбираются в случае возможной работы насоса при перегрузке.

3. При расчете по 2-му критическому режиму кавитации К₀ =4¸6 в зависимости от значения С ₂. Так, например, по данным В.В.Шемеля /16/

К ₀ = 4,3¸4,65, С ₂ = 1230¸1400,

К ₀ = 5,2¸5,7, С ₂ =1500¸2500.

Б.В.Овсянников /18/ рекомендует выбирать значения К ₀ = 5,7¸4,5 с учетом того, что скорость на входе будет 10 ¸12 м/с.

Диаметр втулки D _вm определяется по приближенной формуле:

где N - мощность насоса, кВт;

а = 0,120¸0,130 - для консольных насосов;

а = 0,150¸0,160 - для многоступенчатых насосов.

2.3.4. Определение ширины колеса в₂ на выходе

Ширина колеса в₂ определяется на основании статистических данных по формуле

, (2.5)

где для n _s£120;

для n _s>120.

Полученное значение в₂ является предварительным и будет уточняться при последующем профилировании меридионального сечения рабочего колеса.

2.3.5. Приближенное определение наружного диаметра

рабочего колеса D ₂

Размер диаметра выхода рабочего колеса D ₂ зависит от числа лопаток в колесе z и от угла установки лопаток на выходе b_л2.

В первом приближении размер D ₂ определяется на основании статистических данных по формуле /16/

, (2.6)

где ;

2.3.6. Выбор числа лопаток z

Число лопаток выбирают по статистическим данным в зависимости от коэффициента быстроходности n _s и размеров колеса /16/:

n _s = 50¸60; 60¸180; 180¸350; 350¸600;

z = 9¸8; 8¸6; 6; 6¸5.

Для насосов малых размеров выбирают меньшее число лопаток, чтобы уменьшить стеснение потока лопатками, толщина которых с уменьшением размеров колеса относительно возрастает. Этим добиваются улучшения всасывающей способности колеса и уменьшения гидравлических потерь. Иногда у тихоходных колес часть лопаток выполняют укороченными со стороны всасывания.

2.3.7. Выбор толщины лопаток s

Толщина лопаток s определяется технологическими соображениями и прочностью, а иногда требования износостойкости (например, у землесосов). Лопатки уточняются вблизи входа для уменьшения стеснения потока (обычно в 2 раза) s₁<s. Рекомендуется толщину лопаток выбирать, ориентируясь на выполненные конструкции. Например, рабочие колеса, отлитые из стали 20Л, 2Х13 и ХI8Н12МЗТЛ (литье по выполняемым моделям с последующей обработкой кромок лопаток) имеют приблизительно толщины лопаток приведенные в таблице 2.1:

Т а б л и ц а 2.1

К выбору толщины лопаток рабочего колеса

D ₂, мм	s, мм	s₂, мм	s_max, мм
	1¸1,5 1¸1,5 1,5¸2,5 3¸4	3,5¸4 4¸5 5¸6 8¸10	4¸5 6¸7 7¸8 10¸14

Толщина лопаток согласуется с толщинами ведущего и ведомого дисков рабочего колеса, которые определяются из прочностных расчетов с учетом технологических требований.

2.3.8. Определение угла лопатки на выходе b_л2

Угол лопатки на выходе определяется коэффициентом быстроходности и требуемой формой характеристики насоса. На основании опытно-статистических данных можно принять следующие ориентировочные значения углов:

50< n _s <100, b_л2=40¸25⁰,

100< n _s <200, b_л2=27¸23^0,

250< n _s <400b_л2=22¸18⁰.

При больших углах b_л2получается более пологая характеристика насоса, что иногда предпочтительнее.

В отдельных случаях, когда требуется особенно большой напор, например, при высоком давлении выхода, при перекачке жидкостей с малым удельным весом могут выбираться большие углы b_л2 (40¸60⁰иногда даже 90⁰). При этом межлопаточный канал получает большую диффузорность, угол b_л2уточняется в процессе профилирования лопатки /17/.

2.3.9. Уточнение наружного диаметра рабочего колеса D ₂

Уточнение диаметра D ₂ производится следующим образом.

Теоретический напор Н _т определится как

. (2.7)

Циркуляцию на выходе из рабочего колеса Г ₂ определим по основному уравнению характеристики пространственной решетки

где к - коэффициент прозрачности;

i - коэффициент нерабочего режима;

r_a - активный радиус.

Полагая циркуляцию на выходе Г ₁=0, коэффициент прозрачности решетки к =0 получим

. (2.8)

Подставляя выражение (2.3-8) в (2.3-6), получим

По Стодола-Майзелю коэффициент нерабочего режима определится по формуле /16/:

, (2.9)

знак минус вследствие отрицательного напряжения окружной скорости. Активный радиус r_a вычисляется по формуле

где у - коэффициент, учитывающий конечное число лопаток

. (2.10)

Используя выражение (2.3 - 9) и (2.3 - 10), получим

Подсчитав расход Q_к через меридиональную скорость v _m2, получим:

; (2.11)

. (2.12)

(2.12)

Определим радиус из выражения (2.12)

, (2.13)

где h _г - гидравлический КПД насоса;

h _г =0,7¸0,85.

Расчет D ₂ производится по уравнению (2 - 13), где меридиональная скорость определяется по формуле (2.11).

Обычно разница между значением D ₂, полученным по среднестатистическим данным, и значением D ₂, рассчитанным для выбранных b_л2, h_г, мала. Но в отдельных случаях она может быть и заметной вследствие отклонения значения h_г от среднестатистического. В этих случаях следует для полученного по расчету значения D ₂ уточнить величины в₂, b_л2 и вновь рассчитать D ₂.

Для рабочих колес с коэффициентом быстроходности n _s >250, имеющих переменный радиус вдоль выходной кромки лопатки, величина D ₂ рассчитывается по изложенной методике только для средней струйки. Для остальных струек выбор угла b_л2 и расчет D ₂ производится в процессе профилирования лопатки на конформной диаграмме методом проб и последовательных приближений, так как величина вначале еще не определена.

2.3.10. Выбор диаметра входного патрубка D _вх..п

Размер патрубка насоса на входе D _вх..п выбирается из стандартного ряда размеров патрубков большим, чем D ₀ (или большим, чем D ₀, при рабочем колесе двухстороннего входа). Проходная площадь входного патрубка на 20¸30% больше площади горловины рабочего колеса. При этом, если , то