Овсянников Б.В., Селифонов В.С., Черваков В.В. - Расчёт и проектирование шнекоцентробежного насоса

виду что уменьшение Я~: (уменьшение К~ ') приводит к ухудшению антикавитационных качеств центробежного колеса и вызывает необходимость увеличения напора шнека, например, путем некотороГО увеличения угла атаки. Если уменьшение П1 нежелйтельно, то можно уменьшить угловуЮ скорость для увеличЕния диййетрй,РЗ . 4В~ Ь Для улучшения йнтикйвитйционных кйчеств Центробежного колеса целесообразно, чтобы т составляло величину О,б5...0,8. Тогда 4 (О,б5.-..

0,3).О Совместная работа центробежноГО колеса и шнека. Определение шйгй шнека Антикйвитйционцые качестве шнекоцентробежнОГО насоса Опре делиются в основном шнеком. Шнекоцентробежный насос необходимо проектировать тихим Обрйзомр чтОбы при снижении ВхОДЕОГО давлениЯ кавитйционный срыв шнекй происходил Одновременно со срывом цен- тробежнОГО колеса. Условие ОДИОВременнОГО срывй Определяетси кйк рйвенство пол- ЙОГО давления на Выходе из шнека нй срывном-режиме полному давлению срыва центробежнОГО колеса: Наружный диаметр центробежного колеса определяетси величиной потребного напора й. Связь между Н и Ю2 установим через теоретический напор при бесконечном числе лопаток Н, = и2(1 — ц ), 2 (1.27) Где Р и Р 1 — соответственно Давление насыщенных "аров жидко сти на входе в шнек и нй входе В центробежное колесо у (Ь ~ср~~дрп — срывной кйВитйЦионный запас шнека и Центробежного ко леса.

Я напор шнека при отсутствии ВлиЯния кйвитйции~ ЬОш величина ПадениЯ ИЙПОРЙ Шнека ИЗ .За кавиТЙЦНИ В об~цем случае давления Р и р не равны, тйк как температура нй Входе в центробежное колесо выше, чем на входе В шнек из зй подогрева жидкости утечкши, поступйяицими на ВхОд В колесо, При работе насоса нй расчетном режиме различием давлений паров мОжнО пренебречь. ТОГДй уравнение (1.27) Зйпишется в виде Р Где к козффициент Влияния конечнОГО числа лопаток' я — Гидравлический КПД насоса. Задаваясь по опытным Данным значениями к = 0,3...

0,35~ т~,=,3...0,35 и д = 0,05...0,1, определяем величину и . По и и угловой Скорости Врй~цения й)нййдем Х~2 В Первом приближении: (1.28) .В Затем необходимо определить отношение диаметров О = —. Ес- 1 В2 ЛИ О%НОШЕНИЙ ошение Б~ > О,б... О,бД то с целью получении высокого гидравлического КПД насоса рекомендуется уменьшить его до 0,55...0,б тем уменьшения ~Р1, й следовйтельно, и Юо . Однако нйдо Иметь в -Где д — расходный параметр. Поскольку потребный напор И= Й,~1„И~, то можно найти ок- РУЖНУЮ СКОРОСТЬ КОЛЕСЙ НЙ ВЫХОДЕ". 3 четный режим насоса.по расходу У (режим максимального гидравлического КПД).

Он представляет собой гидравлический канал с переменным расюдом. По всей входной окружности сборника жйдкость поступает из каналов ЛБА, а если его нет, то нецосредственно из ко- ЛАСИ. В спиральном сборнике может происходить некоторое увеличение давления по радиусу за счет уменьшения Окружной и меридионйльной состйвляющих абсолютной Скорости потока. Однако дополнительного увеличения сечения Для преобрйзовйния кинетической знергии в потенциальную Обычно не преДусмйтривйют, так кйк это уВеличивает по' тери В сборнике.

В практике получил широкое распространение метод расчета спи- ральнОГО сборника, ОсноВанный нй ДОпущении' постоянстВЙ скорости с, во Всех рйДийльных сечениях спирйли. Зто Допущение предполагает пропорциональность проходноГО радиального. сечения расходу, кОтО рый, В свою очередь, меняется пропорционально углу ОКВйтй.

Основным размером сборника является площадь выхода из сборника (площадь входа в конический диффузор) — площадь горла спирали. Зтй площадь выбирается из условия совмещения заданного расхода с расчетным. Рассчитаем величину Выходного сечения (горла) спирали -Р, 1 зйдйВЙясь Величиной скорости В нем В ЗЭВисимбсти От окружной составляющей скорости на выходе из колеса: при отсутствии ДНА Скорость нй. ВыхОДе из ЛНА нахоДим по Величине мериДИОналь- НОЙ состйвляющеЙ и по углу Выходй потока й4, зй который можно принять П4~,, так кйк уГлы Отставания Обычно малые (1.79) Ширину Ь„(см. рис.

26) целесообразно выбирать равной или несколько большеЙ Ьз, чтобы межлопйточный канал получился про странственно-диффузорным. Обычно Ь =(1,0...1,ЗЬ . составляющую скорости нййдем кэк (1.80) (1.81) Спиральный сборник. При умеренных давлениях и скоростях потока нэ Выходе из колеса насосы выполняются тблькО со спиральными Отводйми, так кйк кольцеВОЙ лопаточный направляющий аппарат усложняет конструкцию насоса. с„= (0,6,.0,7)с „; при наличии ЛНА Тогда Площадь сечения спирали в любом произвольном сечении нйхоДет пб формуле: (1.85) ''Ф Спиральный сборник (рис.

27) Является важным рабочим элементом нэсосйр тйк как его Геометрические параметры Определяют рйс Потери в спиральном сборнике находЯТСЯ по скорости на входе в сборник. Дли спирального сборника, расположенного непосреддтвенно зй колесом (при отсутствии ЛБА), (2.И) Дли спирального сборника; расположенного за ЛБА, где ~ — коэффициент потерь В сборнике. Обычно ~,= 0,1... 0,15. В Потери В кОническом диффузоре ОпределЯютсЯ по Уже изВестной фоРМУЛЕ Коэффициент потерь ~ зависит От Отношения площадей Г,„„= Р /Р„и эквивалентного угла диффузора а: Рис. 29. ХОльЦе6ОЙ лОФ4РЯОчйый ЙФЦижлюОЩий иллЩЖРж ИспользуЯ очевидные геометрические соотношениЯ луч~~ "'"~~~'~~~""~ "'"~~~~~~го диффузора со ступенч~~ы„ Выкодом (см.

Рис. 28,б) потери будут сКлйд~ и че"'й части и потерь на Внезапное расширение 1 Из СоотношениЯ (2.15) получим Выражени О диффузорй со ступенчатым Выкодом. и УчитываЯ Формулу (1.76), получаем ~д~~~~лЯЯ Выражении длЯ Определении потерь В элемент соса в формулу (2.1), получаем Д К В~ Ь4 61п В,~л Жяц д 1 РЙВНЙ ДЛИНЕ ЛОПЙТКИ В л, участка ~ и длины косого среза ~ (см Рис 29) Для случая, когдй рйсходы утечек через переднее и заднее уплотнения колеса одинакОВы (Одинаковы геометрические парше'ц)ы уплйтнений ~9, Ь;1.

), Суммйрный расход утечек . (2.17) Определив суммарные гидравлические потери Х... Можно рйссчитать Теоретический нйпор нйсосй У„= 2ршВ„Ь„ ГДе ~А — коэффиЦиент расхоДЙ; Ь вЂ” раДиальный 3630р; Π— Диаметр проходного сечения уплотнения; Я, к — гидрйвлический КЦД колеей. Геометрические параметры уплотнений выбираются из конструктивных соображений.

Для ориентировочных расчетов можно принять О„= Во+ (3... 12) мм; Ь„= 0,1... 0,3 мм и 1 / Ь„= 50...200. Для Щелевых и плавающих уплотнений коэффиЦиент расхода ~л, определим по формуле Т Р ( ) Гидравлический КПД насоса ~, есть отношение действительного напора насоса Н к теоретическому Н: (2.19) Р= 1 1 Ж~ /(25„)+ 1,5, где коэффициент сопРотивлениЯ Х= 0,03...0,04 . Обыччо и = О,~... 0,5 . Более эффективны лйбиринтные уплотнения. При одинйковом раДиальном Зазоре лабиринтные уплотнения уменьшйют рйсход утечек в 1,7...2 раза по сравнению со щелевыми. Гидравлический КПД колеса есть отношение напора колеса ХХ„к теоретическому напору насоса Н: т~„'„= Н„/Н = (Н вЂ” Е„) /Н = 1 — 1.

/Н . Дисковый КПД. При.работе насоса затрачивается мощность на преодоление сил трения передней и задней наружных сторОн центробежного колеса о жидкость. Мощность дискового трения можно найти по формуле ~~Р, где С вЂ” коэффициент трения, зависящий от числа К = и 110Д- ТР Д У считываемый по формулам: для.йе< 2. 10 Эти потери оцениваются расходным КПД: кгпв д 3 С = — + Ке — 0,014б+ 0,1256 'Р Й Яйе т2. Ф Ф где Р„' — расход утечек; 1'„— расчетный расход через насос. Ф 1 Гидравлический КПД характеризует совершенство проточной ча- СТИ НЗСОСЗ.

Расходный КПД. В насосе всегда имеют место потери, связанные с утечками жидкости из пОАОсти Высокого давления за колесОм В полости низкого давления через щелевые (рис. 30), плавающие (см. рис. 2) или лабиринтиые уплотнения. .