8. Построение действительных сечений спирального канала.

Острые углы теоретических сечений спирального отвода вызывают дополнительные гидраравлические потери и концентрацию местных напряжений в стенках спирального отвода поэтому острые углы сечений округляют, соблюдая равенство расходов жидкости через отбрасываемые и добавляемые площадки. Условие для скруглений острых углов сечений в конечном виде записывается так:

= ,

где: площадь отбрасываемой площадки;

площадь добавляемой площадки;

радиус центра тяжести площадки ;

радиус центра тяжести площадки .

= → = → 0,982 = 0,982

Площадь входного сечения диффузора f_b = 0,0007 м².

Определим размеры диффузора.

Скорость потока во входном сечении диффузора :

С₈ = = = 17,43 м/с

Cтепень расширения диффузора (2…3,5), принимаем K_g = 3,5

Скорость потока в выходном сечении диффузора:

С₉ = = = 4,98 м/с

Площадь выходного сечения диффузора:

f₉ = = = 0,00245 м²

Диаметр эквивалентного круга на входе в диффузор:

d₈ = = = 0,03 м

Диаметр эквивалентного круга на выходе из диффузора:

d₉ = = = 0,055 м

Угол раскрытия диффузора (8…12), принимаем Е_g = 10º.

Длина диффузора:

L_g = = = 0,143 м.

На рисунке 7 построен спиральный отвод центробежного насоса.

9. Расчет утечек через уплотнения внутри насоса.

В зависимости от конструкции и назначения насоса протечки жидкости из полости с повышенным давлением в полость с пониженным давлением появляются в различных местах [3].

Наиболее характерными протечками жидкости внутри одноколесного насоса являются протечки:

1 - q₁ из полости нагнетания в приемную полость через зазор в переднем уплотнении рабочего колеса.

2- q'₁ из полости нагнетания в приемную полость через зазор в заднем уплотнении ведущего

диска рабочего колеса, далее через камеру, образованным этим уплотнением, и отверстия в ведущем диске.

3 - q_c утечка из насоса через сальник. Жидкость, которая просачивается через сальник, осуществляет смазку и отвод тепла, выделяющегося при трении трущихся поверхностей сальника (см.рис.8).

Рис.8. Схема протечек жидкости в одноколесном насосе с уплотнением на заднем диске.

В виду незначительности утечек через сальник в расчетах объемных потерь ими можно пренебречь. Таким образом, в одноколесном насосе потери энергии с внутренними протечками складываются из энергии, затраченной на циркуляцию жидкости в количестве q₁ вокруг ведомого диска колеся q'₁вокруг ведущего диска.

Расчет протечки через переднее уплотнительное колесо.

Для предотвращения протечек жидкости q₁, из полости нагнетания «а» в приемную полость «б» в расточках корпуса насоса при входе потока в колесо устанавливают

съемные уплотнительные кольца. (см.рис.9).

В судовых центробежных насосах используют уплотнения различных конструктивных

типов:

Однощелевые в низконапорных насосах (гладкие с прямым зубом и с косым зубом);

Многощелевые или лабиринтные в высоконапорных насосах (двухщелевые, трехщелевые, с винтовой канавкой).

Для насоса выбираем однощелевое уплотнение, которое достаточно простое в изготовлении.

Рис.9. Однощелевое уплотнение.

Расход жидкости через кольцевую щель:

q₁ = μ ∙ f_у∙

μ - коэффициент расхода уплотнения:

μ = 0,45...0,55

f_y - площадь поперечного сечения щели:

f_y = π∙D_у∙b_у

b_y - радиальный зазор щели:

b_y = 0,3 мм

D_y - диаметр уплотнения

H_у - напор, теряемый в уплотнении

l_у- длина щели уплотнения

l_у= 10...30 мм, принимаем: l_у=30мм

D_y диаметр уплотнения:

D_y =(0,005...0,010) + D₀

D_у = 0,009 + 0,076 = 0,085 м

f_y = 3,14 ∙ 0,085∙ 0,3 ∙ 10^-3 = 0,08 ∙ 10^-3 м²

λ коэффициент трения λ=0,04... 0,08, принимаем: λ = 0,04

Коэффициент расхода μ в первом приближении:

μ' = = = 0,535

Напор, теряемый в уплотнении:

Н'_y = H_ст –

Статический напор колеса:

н_ст=_ρк∙н_т = .

н_ст= = 340,41 Дж/кг.

Н'_y = 340,41– = 240,32 Дж/кг.

Рассчитаем утечки жидкости через кольцевую щель:

q₁ = 0,535 ∙ 0,08∙ 10^-3 ∙ = 0,00094

Осевая скорость жидкости в зазоре:

C_y = = = 11,75 м/с

Окружная скорость колеса на диаметре D_y:

12,94 м/с

Коэффициент кинематической вязкости v для воды при t°= 293°К из таблицы приложения к учебному пособию « Потери и силы в центробежных насосах » v =1,006 ∙10^-6 м²/с

Находим число Рейнольдса:

Re =

Re = = 8041,2

Толщина ламинарного подслоя:

δ =

N - постоянная, имеющая структуру числа Рейнольдса и определяющая место перехода

ламинарного течения у стенки в турбулентное в основном потоке, для воды N = 11,5.

δ = = 0,0121мм

Принимаем абсолютную шероховатость стенок R_a =(0,005...0,02) =0,02 мм, т.к. R_a>δ , Re>2320, режим течения турбулентный с шероховатыми стенками, коэффициент трения λ во втором приближении определяем:

λ =

λ = = 0,0597

Коэффициент расхода μ'' во втором приближении:

μ'' = = 0,472

Расход жидкости через уплотнение q₁'' во втором приближении:

q₁'' = μ ∙π∙ D_у∙

q₁'' = 0,472 ∙3,14∙ 0,085∙ = 0,00083 м³/с.

Если учесть протечки q₁ через переднее уплотнение, которые приводят к течению жидкости в осевом зазоре между передним диском колеса и корпусом, т о напор, теряемый в уплотнении, определяется:

Н_у = Н_ст – ∙Ky∙

Коэффициенты K_y, α и β =f( q₁) находят по графикам в учебном пособии «Потери и силы

в центробежных насосах».

Расходный параметр:

q₁ = = 3,23

Выбираем коэффициенты К_у, α, β = f ( q₁)

К_у = 0,115;

α =2,25;

β = -1,8.

Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса C 2 u :

Cu2 = = = 16,53 м/с.

Н_у = Н_ст – ∙Ky∙ = 340,41– ∙ 0,115 ∙ = 51,71 Дж/кг.

Расход жидкости через уплотнение q₁:

q₁ = μ ∙π∙ D_у∙ = 0,472 ∙3,14∙ 0,085∙ = 0,000384 м³/с.

Относительная величина протечки:

≤ 5