Расчет центробежных гидравлических насосов

Эта статья является первой из трех центробежных насосов на радиальные тяги. Это касается опыта автора с использованием традиционного уравнения для расчета радиальной тяги, последующие измерения радиальной тяги и сравнение двух. Часть вторая будет показывать сюжет измерений радиальных направлений, наложенных на деятельность кривой и обсудят модель выявлено. В заключительной части будут обсуждаться изменения в колеса и корпус конструкции позволило снизить радиальные тяги.

Радиально упорные Степанов уравнениеЭто был 1958 год. Я только что из колледжа и работает в Нью-Йорке для крупных производителей промышленного оборудования. Один из моих первых заданий было для расчета вала отклонения количества насосов быть заявку на переработке углеводородного сырья в основных подрядчика, который требуется расчеты, показывающие, что уплотнительные кольца не будет тереть при работе на низкой мощности. Я подсчитал, радиальные тяги на колеса, вероятно, с использованием данных Степанов [1].

Его книга предлагает следующее уравнение для расчета радиальной тяги: 
Где:
P = радиальная сила, фунты
H = напор, ног
D 2   = диаметр крыльчатки [наружный диаметр-ОД], дюймы
B 2   = общая ширина рабочего колеса, включая кожухи [на рабочее колесо диаметром], дюймы
K = константа, которая зависит от мощности, определяется экспериментально

Обратите внимание, что продукт D 2  х B 2  является прогнозируемой области разряда рабочего колеса и H/2.31 это общее перепада давления производства насосов. Произведение давления площадь х, следовательно, рассчитывает силы. Коэффициент K предназначен для настройки, что силы фактически радиальные тяги. Отсутствие удельный вес в уравнение показывает, что его использование было предназначено только для холодной воды. Хотя Степанов данные были точные и подробные, она сообщила, тяговых характеристик только одного размера насоса. В 1959 году Агостинелли и др., сообщает радиальные тяги результаты тестирования 16 различных насосов [2], продолжая процедуру рассмотрения эффективная площадь давление является рабочим колесом диаметром х ширина (D 2  х B 2 ).

Радиальные фактор тяги на отключение для одно-спиральный (с постоянной скоростью), насосы (Из ссылки 3. Предоставлено гидравлического института, www.pumps.org , Parsippany, NJ)
 В настоящее время гидравлического института радиальных графе коэффициент тяги для одно-спиральный (с постоянной скоростью), насосы (с любезного разрешения Института гидравлики, www.pumps.org , Parsippany, NJ)
 
Гидравлические Кривой институтаВ 1969 году гидравлического института (HI) опубликовали кривую К стоимости на запорные для одно-спиральный насос в зависимости от конкретной скорости [3] (см. Рисунок 1). Несмотря на то, HI значения согласился с Агостинелли [2] в высшей определенном диапазоне скорости (около 3000), они были почти в два раза Агостинелли значения в нижнем диапазоне (около 600). В настоящее время HI К значение графика, как показано на рисунке 2, показывает, запорной значения K ниже, чем в 1969 году граф, который выгодно Агостинелли [2]. Процедуру продолжали считать эффективную площадь, что D 2  х B 2 .
 Фактические Радиальная Тяга вертикального, в линию насосыЯ узнал, что, используя уравнение 1-принятым, опубликованные уравнения и К ценностей, производит значительно неточные значения радиального тяги для некоторых насосов. Я попросил насос производителя для определения фактической радиальных прогиб вала, на механическое уплотнение, для линии вертикальная, в линии центробежных насосов, подобный тому, на рисунке 3. Вал насоса жестко соединен с вала двигателя, так что, когда насос был оснащен механическим уплотнением, подшипников двигателя поглощается и осевых и радиальных направлений от насоса.

Рисунок 3. Вертикальные линии насоса с полуоткрытым рабочим колесом и жесткой сцепке

Насосы оснащены полуоткрытые рабочие колеса. Рабочее колесо лица были выточены под углом 20 градусов, в результате лопасти, которые получили широкое (увеличение B 2  размер), а диаметр был уменьшен. Такая конструкция является общим для колес насосов предоставляется для химической промышленности, хотя и редко для закрытых колес и некоторые полуоткрытые рабочие колеса. Поскольку корпуса были волюты, максимальный радиальный удар произошел на запорные (ноль галлонов в минуту).

Спецификация ANSI B73.2 [4] (частично написана автором) требуется, чтобы рассчитывается прогиб вала не должна превышать 2 мельницы в железе конца сальника, при максимальной радиальной нагрузки. Были заданы вопросы о 3 х 2 х 11 одноместных-спиральный насос, работающий при 3500 оборотах в минуту. Чтобы свести к минимуму радиальные тяги, ширина рабочего колеса выхода (B 2 ), на 11-дюймовые (максимум) в диаметре, была разработана на 3/16 дюйма. D 2  х B 2  области (см. рисунок 4) был, таким образом, 2,06 квадратных дюймов. Запорный глава 480 футов создает перепад давления, на холодную воду, около 208 фунтов на квадратный дюйм. Удельная скорость была около 650. Использование К = 0,18, на рисунке 1, рассчитанные радиальные тяги составляет 77 фунтов стерлингов. С соответствующим двигателем, 77 фунтов будет производить прогиб вала, чуть выше механическое уплотнение, приемлемого 2 мил. Но два участника сообщил, что измеренный прогиб вала была значительно выше. Это было необходимо, чтобы мы измеряем радиальные отклонения вала.

Полуоткрытое рабочее колесо показывает область крыльчатки разряд традиционно используется для расчета радиальной тяги

Полуоткрытое рабочее колесо показывает рабочее колесо предложил эффективную площадь для расчета радиальной тяги 
Наша тестовая процедура аналогична используемой Степанов [1]. Жесткий стальной стол был изготовлен, к которому болтами мотор-муфта-вала. Положение вала с половиной дюйма выше расположения уплотнений, была измерена с помощью пары близость датчики, расположенные под прямым углом. Группа датчиков были использованы тянуть на конце вала (по месту нахождения рабочего колеса), чтобы установить точную связь между радиальной силы на колеса и прогиб вала, ½ дюйма выше уплотнений. Мы смогли точно "калибровку" мотор-муфта-вала, вплоть до влияния люфта подшипников.

Когда насос был проверен, мы узнали, что радиальное направление, наложенных на 11-дюймовые колеса, на запорные, составляла 240 фунтов, более чем в три раза стоимость рассчитывается с использованием информации на рисунке 1, почти в шесть раз стоимость рассчитывается с использованием К ценит от других ссылок. Вместо использования расчетной области рабочего колеса разряда , как показано на рисунке 4, если мы используем общую площадь проекции рабочего колеса, от 3-дюймовый диаметр глаза на 11-дюймовый внешний диаметр, D 2 , (см. рис 5) изменения площади от 2,06 рассчитанный выше, 6,56 квадратных дюймов.

Умножив, что 208 фунтов на квадратный дюйм и 0,18 К значения из рисунка 1, результаты рассчитаны радиальные тяги 246 фунтов, что составляет всего 2 процента выше измеренных 240 фунтов. Близость соглашение означает, что мы должны рассмотреть вопрос об использовании этой процедуры для колес, которые получают широкое, как диаметр уменьшается (а это вполне может работать для всех колес). Более размеров насоса должна быть проверена, чтобы определить это понятие распространяется на все размеры.