Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги / Расчет центробежных и осевых насосов лопастных гидромашин

..pdf

Скачиваний:

Добавлен:

12.11.2023

Размер:

6.44 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 67 / 87 8 > Следующая >>>

Здесь
где р 1 - давление на входе первой ступени многоступенчатого					насоса;
Hi - напор ступени.
Сила	реакции потока		на последней ступени Нц определяется так
же, как и	в двух-предыдущих			случаях.
Суммарная осевая сила, действующая на все рабочие колеса мно
гоступенчатого насоса,			с учетом принятых на рис. 20 и 22 обо
значений и направлений		составляющих сил:
	Fi-	(	V	F + Fs)(i-i)+F*+F3- i .	(95)

Эта сила должна быть уравновешена в соответствии с рассмотрен ной схемой насоса гидравлической пятой. Если в многоступенчатом насосе используется какая-то другая система разгрузки от осевой силы, то для определения /у \следует рассмотреть эпюры давлений для последней ступени, определить составляющие осевых сил и подставить их в формулу (95) вместо Fz и F3 .

7. СИСТЕМУ РАЗГРУЗКИ ОСЕВЫХ С М

Для полного уравновешивания осевых сил, действующих на роторы одноступенчатых и многоступенчатых насосов, используется много раз личных способов. Это - встречное расположение рабочих колес на валу, применение разгрузочных отверстий в основном диске колеса, установ ка упорных подшипников, использование гидравлической пяты или раз грузочного барабана. Каждый из перечисленных способов опадает как достоинствами, так и недостатками. Все они достаточно полно описа ны в литературе, поэтому остановимся лишь на том, как можно выпол нить расчеты гидравлической пяты и разгрузочного барабана о учетом полученных в § 6.1 зависимостей изменения давления в пазухах между дисками вращающегося рабочего колеоа и неподвижными стенками.

7.1. Гидравлическая пята

Схема рабочего колоса последней ступени многоступенчатого на соса о гидравлической пятой представлена на рис. 23.

Расчет система разгрузки ротора насоса от осевой силы с по мощью гидравлической пяти сводится к определению ее размеров, ра

бочего	перепада давления Л р =			Р я- Р у (см. рис. 23), объемных
утечек	в	системе разгрузки	Л Q 3	, размеров уплотнения перед диском
Со И	60.	диаметра и длины	отводящей трубки d T и tT .

Освеая сила, действующая	на	рабочее		колесо последней		ступени
насоса, изображенной на рис. 23,		при	равенстве		размеров	a R BT
направлена в сторону всасывания,		а ее	значение		можно определить
по зависимости					2
/?£					2
F z “ / 0 ? # г *>«)-2 я ъ и г = Ж	0 ? / “ R Q			)	-j- *
яь			'			(96)

Тогда суммарная осевая сила, действующая на рабочие колеса

всех	t ступеней,		в соответствии с		изложенным в гл.	6
		Ft -		F , ) ( i - 1 ) + F * - /г l		.	0 7 )
Эта сила должна		быть уравновешена гидравлической пятой за счет раз
ницы	давлений до		диска р х	и после	него р у . При этом исходя из
технологических		и	эксплуатационных		соображений зазор	ёд	между дис-

ком гидравлической пяты и подпятш1ком должен обставлять 0,12 +

+ 0,16 мы [ i j .

Осевая сила, действующая на диск гидравлической пяты, налравленная в сторону нагнетания, должна быть равна силе Fc и может быть определена по формуле [I]


		r ^ F r m C R l - R D C p ' - P y ) ,					(98)
где ^	-	коэффициент, учитывающий			закон распределения давления в
зазоре	6д	. Обычно	рекомендуют [i]		выбирать	у = 0,57	+ 0,59.
Учитывая, что			давление р х	значительно		больше давления ру , на
начальной		стадии расчета можно		принять р у		равным давлению на входе
первой	ступени насоса р 1 . Радиус				втулки R a определяют		конструктив

но, исходя из прочностных соображении. Максимальный радиус диска

гидравлической пяты можно

в первом приближении принять

R ^ z 3,2 R6 ,

а радиус

R ^ 2 R Q (см. рис. 23). Если.существует близкий по кон

струкции

и основным параметрам насос,

то лучше, на начальной стадии

расчетов

принять размеры

близкими к

размерам аналога.

Тогда из

выражения

(98)

можно

найти давление

(99)

V J t t R l - R l )

Теперь,

определив

в первом приближении

А р

, длину

торцевой

щели

задавшись

зазором В^ ~ 0,12

0,16

мм,

можно

вычислить

объемные

утечки в системе

разгрузки [I]

2 я

Рх~Ру

(100)

R CL

' °

- 5

где

JI -

коэффициент потерь трения в торцевой щели.

Если

полученное

значение

А & э превышает 3% от подачи насо

са,

то следует выполнить

повторным расчет, увеличив

Lg за

счет

изменения

размеров Rg

и Ra, . Ориентировочно можно

считать

расчеты

удовлетворительными,

если

= (0,02

4- 0,03) Q .

Зная A Q 3 , задавшись

конструктивно душной трубки Ст , соеди-

няющой правую пазуху гидравлической пяты с областью всасывания

первой ступени многоступенчатого насоса, следует по известным из

гидравлики формулам

определить d T

и перепад давления в ней А Р Т .

Затем необходимо уточнить давление Ру , которое с учетом а рт

равно

Ру = Р 1+ А р т ,			( 101)
и повторить расчеты для более точного	определения		/?а и л Q 3 , под
ставляя в рабочие формулы вместо рЧ =	р •	значение	р У.— р •+■ д р ~Г 9
Задавшись зазором уплотнения втулки		диска ,80 , равным зазору

в переднем уплотнении рабочего колеса, можно найти длину кольцевого зазора (рио. 23)

' [ 8 ж 2/?1 6* (p3-Px)~i5j>AQ23]-2S0

		(102)
		Л г р А й
где	л т - коэ&Гшциент потерь	трения в кольцевой щели; р 3 - давле-
, ние перед уплотнением втулки		диска.
	Давление р 3 определяется (с учетом направления объемных уте
чек)	по зависимости

(Ю З)

Давление на выходе из рабочего колеса последней ступени

И^ ь~1^+ Ипк] + Р1 •

(104)

С целью обеспечения устойчивости и надежности работы гидравли ческой пяты необходимо иметь крутую характеристику Fy - / ( § ) } которая позволяет при больших изменениях силы получить малые изменения зазора 6^ . Проверка крутизны характеристики производится [i] по соотношению перепадов давлений, которое должно удовлетворять условию

— 0,3 + 0,5 (105)

7.2. Разгрузочный барабан

Схема последней ступени многоступенчатого насоса с разгрузоч ным барабаном представлена на рис. 24,

Вероятно, из-за того, что разгрузочные барабаны уступают сис темам разгрузки с гидравлической пятой вследствие неполного уравпо-

С4

вешавания ротора на режимах подач, отличных от оптимальной подачи насоса, их расчету в литературе уделено недостаточно внимания.

Расчет разгрузочного барабана состоит в определении его ра

диуса	Rg , длины щелевого уплотнения	(см. рис.	24) и	объемных
утечек	в системе разгрузки A Q 3 .
В	соответствии со схемой рис. 24	на рабочее	колесо	последней

ступени и разгрузочный барабан действуют три основные составляющие осевой силы: F,*, F * , F * , причем первые две из них направлены в

сторону нагнетания, а последняя - в сторону всасывания.

Используя формулы, представленные в гл. 6 настоящего пособия, учитывающие изменение давления в пазухах в зависимости от направ ления утечек, и принимая обозначения, показанные на рис. 24, сос

тавляющие осевой силы F1 , Fz	и	можно определить		по	зависи
мостям:
		+	i f )	] }	•Ц06)
				1
F zK- . % ( P * - p , ) ( R * - R l )			,		(107)
• F * - я р ,	(	/?/) .			(108)

Составляющую осевой силы Fy вычисляют аналогично изложенному
в гл. 6.
На оптимальном режиме работы насоса суммарная осгзая сила,
действующая	на ротор насоса,	должна быть равна нулю:
F r	( F,+ F z+ F3 )(i-	F * + F * - F 4 L = 0 .

В этом уравнении известны все составляющие осевой			силы	(см. гл. 6),
за исключением	F* .	Эта составляющая определяется	из уравнения:
F	F	( F ^ F + F ^ i i - l ) - F ? + F * - F 4 i .		(109)

Определив , можно решить уравнение 6-й степени относи тельно Rg и определить, таким образом, радиус разгрузочного бара бана. Если при расчете гидравлической! пяты ее радиальные размеры приходится чаще всего задавать с использованием существующих ана логов, то диаметр барабана определяется более однозначно.

.Длина уплотнения разгрузочного барабана £$ находится по зави симости, структурно напоминающей формулу (102):

•	р _	5 S (P S - P 1 - A P ) - ‘/>5/>A Q 3 ] 2 8 S-	(н о )
	s	d \

где p f - давление перед разгрузочным барабаном.

Для определения давления перед разгрузочным барабаном пред лагается формула

2
Ps~ P F f i M	(-(■%)] •	<ш)
Точность расчетов можно повысить,	если после выполнения расче

тов в первом приближении вместо р 1 в рабочих формулах использовать давление р у - д р т .

Обычно расчеты системы с разгрузочным барабаном завершают оп

ределением неуравновешенных сил, которые действуют на ротор насоса при неоптимальных режимах и должны восприниматься упорными подшип никами. Максимальные значения этих сил при отклонении режима рабо ты в сторону подач, меньших или больших, чем оптимальная, опреде ляются зависимостями:

			V		'	(1X2 )

		H a m a x		"N		(ПЗ)
	F i-i ( l	H o a r		)	'


где F L _i -	осевая сила на роторе насоса без учета разгрузочного
воздействия	барабана, F£ri = ( F 1 +		F z +		F3 ) ( t - I) -	i ;
H xx - напор	насоса на холостом ходу;		Н опт		-напор насоса на опти

мальном режиме; H Q тях - напор насоса при максимальной рабочей подаче.

При разработке подшипниковых узлов, воспринимающих неуравнове шенные осевые силы Fn1 и Fnz , нужно учитывать, что они направлены в разнив стороны.

8. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ШОГОСТУПЕНЧАТОГО ШЕД^О-ЦЕНТРОБЕШОГО НАСОСА

На начальной стадии проектирования шкеко-центробежиых насосов при определении основных геометрических параметров их проточной

части оценку КПД	насоса и отдельных его ступеней производят обычно
с использованием	эмпирических или полуэыпирических зависимостей

[I, 4, б]. После определения размеров рабочих колес, расчетов реше ток лопастей, систем разгрузки от осевых усилий и т.д. на заключи тельном этапе гидравлических расчетов уточняют полный КПД насоса \ . При значительном'расхождении полных КПД - принятого на начальном и полученного на конечном этапах разработки насоса - рекомендуется внести в расчеты нервого этапа соответствующие коррективы. Полный КПД многоступенчатого шнеко-центробежного насоса, имеющего унифици рованные центробежные ступени и систему разгрузки от осевого усилия

в виде	гидравлической пяты или разгрузочного барабана, можно опре
делить	по формуле
	f i g M	,(П4 >
		,(П4 >
	+ - у у - + Р 1 * 0-3Н + # 1 К	Л аг

где Y r - гидравлический КПД центробежной ступени; 4Q - объемный

КПД центробежной ступени, учитывающий только утечки в переднем уп лотнении колеса; Л ^ к - потери модности в центробежной ступени от трения дисков и уплотнении колеса, В т \,ЛА& г - потери мощности из-

за утечек в межступенчатогл уплотношш,		ВТ;	“ потери	м о щ ю с т и
дискового трения в системе разгрузки от		особого усилия, Вт; Л гс -
потори мопдаости в сальниках,	Вт; Л тп -	потери	мощности в	подшипни
ках, Вт.
К сожалению,, в настоящее	время не	существует простых		теорети

ческих способов расчета 1ЩД шкока и.гидравлического КПД центробеж ной ступени. Поэтому на окончательном этапе проектирования насоса КПД шнека можно принять в соответствии с рекомендациями, приведен ными в гл. 3, а г1г центробежной ступеш-i -'в соответствии с эмпири

	ческой зависимостью, предложение!; А.А.Ломакиным [i].
	Объемный КПД центробежной ступени, учитывающий только утечки
	в переднем уплотнении, может быть на!*ден по формуле
	__Q___	(П 5)
	7 а	(П 5)
	7 а

Объемные утечки A Q 3 определяют на стадии			расчета системы раз
грузки ротора насоса от осевых усилии (см. гл.			7).
Все остальные величины, входящие в формулу (114), имеющие в
обозначении букву N , можно условно отнести к категории механичес
ких потерь.
Рассмотрим более	подробно	возможные способы определения д Qy
и величин, включенных	в группу	механических потерь.

8.1. .Объемные потери в переднем уплотнении

Протечки жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса (рис. 25) представляют собой некоторый расход рабочего тела, про ходящий через кольцевую щель. Этот расход й G., можно определить по известной из гидравлики зависимости

	’	С Пб)
где JiK - коэффициент расхода уплотнения; 5	- зазор в	переднем
уплотнении; p-v - давление перед уплотнением;	р 1 - давление перед
оабочим колесом.
о8

Давление перед уплотнением с учетом направления движения жид кости в зазоре мезду покрывающим диском цеитробелшого колеса и кор пусом (см. гл. 6) можно определить по формуле

P i - P z - p ^ Ь - ( т $ ] .

< П 7 >

Коэффициент расхода уплотнения, учитывающий местные потери при входе жидкости в щелевой зазор и выходе из него, а также потери на трение в щели,

(НО )

где Д к - коэффициент трения в кольцевой июли; & - длина переднего уплотнения.

Длину переднего уплотнения принимают в большинстве насосов не менее 20 мм. Однако следует тлеть в виду, что увеличение 6 , с од ной сторон::, снижает утечки через него, а, с другой стороны, при

водит к возрастанию дисковых потерь и, следовательно, снижению ме-

ханическоро КПД.

Выбрав С		\\ 5 t задавшись			в первом приближении Л к = 0,04-5-
т- 0,06,	можно	определить A d i			. Поскольку Я к задано приближенно,
то следует уточнить, соответствует ли						\	режиму движения жидкости
в щели. Для этого необходимо определить							скорость движения жидкости
в кольцевой щели уплотнения
								(119)
где V s	- скорость		перемещения жидкости				в осевом направлении;	**£ -
окружная	скорость		рабочего колеса на радиусе Ri .

Осевая составляющая				скорости в щели
			гг	а	й *	•		(120)
				- --------
			5	2 J U R L В

Зная скорость V , величину зазора В и кинематический коэффи циент вязкости >) перекачиваемой жидкости, можно найти число Рей нольдса Re , определяющее режим движения жидкости в зазоре перед него уплотнения:

	Re	л г ^ г В
	Re	(121)
Затем по	значению Re	следует выбрать одну из существующих в
справочниках по гидравлике		формул для коэффициента л к , вычислить
его и сравнить	с Д к * принятым в первом приближении. Таким образом,

методом последовательных приближений можно определить величину объ емных утечек жидкости через переднее уплотнение.

8.2.Механические потери

Потери мощности, связанные с наличием		объемных утечек в меж-
ступенчатом уплотнении, были	отнесены нами	условно	к категории	ме
ханических потерь, поскольку	они не снижают	подачу	насоса, но	на

их существование вынужденно расходуется часть затрачиваемой мощ ности.

Последовательность определения объемных утечек в межступенчатом уплотнении А (Хг может быть принята аналогичной изложенной в § 8.1. С учетом этого в соответствии с обозначениями, принятыми на рис. 25, А й 2 можно вычислить по формуле

<<< < Предыдущая 1 2 3 4 5 67 / 87 8 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги