Разработка центробежного насоса расходом Q=50м3/час
ФЕДЕРАЛЬНОЕ
АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ВОРОНЕЖСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Авиационный
факультет
Кафедра нефтегазового оборудования и
транспортировки
КУРСОВАЯ РАБОТА
По
дисциплине: Конструирование и расчет турбокомпрессорных агрегатов
Тема:
Разработка центробежного насоса расходом Q=50м3/час
Вариант №6
Выполнил:
студент группы НГД - 061
Горбунов С.В
Принял: доц. Григорьев С.В
ВОРОНЕЖ
2011г.
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ
Проектирование центробежного насоса
Вариант №06
Исходные данные:
Расход через насос Q=50м3/час;
Напор насоса Н=12,5м;
Число оборотов 1450об/мин;
Давление избыточное на входе РВХ=1.013*105Па;
Плотность жидкости γ=1000;
Динамическая вязкость жидкости μж=1.01*10-3;
Давление упругости паров Рп=2.314*103Па;
Нормальная толщина лопасти:
на входе δ1=0.005;
на выходе δ2=0.01.
Образец сборочного чертежа.
Введение
Насосы и насосное оборудование.
В жизни и в своём развитии человек всегда испытывал необходимость в
перемещении (транспортировании) различных веществ, гидросмесей, а так же
сыпучих, вязких и других материалов.
Устройство для напорного перемещения материалов (всасывания и
нагнетания), главным образом, жидкостей, с сообщением им внешней энергии
назвали насосом. Изобретение насоса относится к глубокой древности. История
развития насосостроения, как и все развитие техники, связана с потребностями
человеческого общества на каждом этапе его развития, и к ней причастны многие
умы человечества.
В соответствии с ГОСТ 17389-72 классификация всех насосов разделена на
виды и разновидности по различным признакам, например, по принципу действия
конструкции.
Условно насосы можно разделить на две группы:
) насосы-машины, приводимые в действие от двигателей;
) насосы-аппараты, действующие за счет других источников энергии и
не имеющие движущихся рабочих органов.
Насосы-машины бывают:
лопастные (центробежные, осевые, вихревые);
объемные (поршневые, роторные, шестеренные, винтовые, пересталтические и
др.).
Насосы - аппараты бывают:
струйные;
газлифты ( в том числе эрлифты);
Кроме этого известны устройства и другого назначения:
вакуумные насосы;
тепловые насосы.
Лопастные насосы являются основным типом насосов (не менее 75%
промышленных насосов) по производительности, универсальности и
распространенности.
Центробежные насосы
Центробежные насосы составляют основной класс насосов.
Перекачивание жидкости или создание давления производится вращением
одного или нескольких рабочих колёс. В результате воздействия рабочего колеса
жидкость выходит из него с более высоким давлением, и большей скоростью, чем
при входе. При этом происходит поворот потока жидкости на 90º от осевого направления к
радиальному. Выходная скорость преобразуется в корпусе центробежного насоса в
давление перед выходом жидкости из насоса.
Рис. 1 Центробежный насос
На рис.1 показана схема типичного центробежного насоса. Жидкость
поступает к центральной части рабочего колеса (крыльчатке). Крыльчатка
установлена на валу в корпусе и приводится во вращение электрическим или другим
двигателем. Энергия вращения передается крыльчаткой жидкости; жидкость
перемещается на периферию крыльчатки, собирается в кольцевом коллекторе
(улитке) и удаляется через выходной патрубок. Патрубок имеет расширяющуюся
форму; скорость потока в нем падает, и часть кинетической энергии жидкости,
приобретенной в рабочем колесе насоса, преобразуется в потенциальную энергию
давления. Увеличение давления на выходе из насоса может быть достигнуто
увеличением либо частоты вращения, либо диаметра крыльчатки.
Вход жидкости в колесо организован в центре. Далее жидкость захватывается
лопатками (для уменьшения утечек и повышения прочности лопатки с боков закрыты
дисками), отбрасывается к периферии и далее попадает в улитку (корпус насоса).
В данной конструкции насоса хорошо видно увеличивающееся сечение для
прохода жидкости между рабочим колесом и корпусом. Далее проходное сечение
резко уменьшается (отсечка потока) и в корпусе организуется канал или отверстие
для отвода жидкости.
Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются
одноступенчатые центробежные насосы с горизонтальным расположением вала и
рабочим колесом одностороннего входа.
Рис. 2 Схема центробежного самовсасывающего насоса НЦС-1:
-донный клапан; 2-всасывающий патрубок; 3-центробежный насос; 4 -
подающий патрубок; 5-электродвигатель; 6-рама
Название насоса
|
Конструктивное исполнение
и особенности
|
Горизонтальный
|
Ось вращения рабочих
органов, например рабочих колес, расположена горизонтально в независимости от
расположения оси привода или передачи
|
Вертикальный
|
Ось вращения рабочих
органов расположена вертикально
|
Консольный
|
Рабочие органы расположены
на консольной части вала
|
Моноблочный
|
Рабочие органы расположены
на валу двигателя
|
С выносными опорами
|
Подшипниковые опоры
изолированы от перекачиваемой среды
|
С внутренними опорами
|
Подшипниковые опоры
соприкасаются с перекачиваемой жидкостью
|
С осевым выходом
|
Жидкость подводится в
направлении оси рабочих органов
|
С боковым выходом
|
Жидкость подводится в
направлении, перпендикулярном оси рабочих органов
|
Двухстороннего входа
|
Жидкость подводится к
рабочим органам с двух противоположных сторон
|
Одноступенчатый
|
Жидкость подводится одним
комплектом рабочих органов
|
Многоступенчатый
|
Жидкость подводится двумя
или более последовательно соединенными комплектами рабочих органов
|
Секционный
|
Многоступенчатый насос с
торцевым разъёмом каждой ступени
|
С торцевым разъёмом
|
С разъёмом корпуса в
полости, перпендикулярной оси рабочих органов
|
Футерованный
|
Проточная часть футерована (облицована)
материалом, стойким к воздействию подаваемой среды
|
Погружной
|
Устанавливается под уровнем
подаваемой жидкости
|
Полупогружной
|
Насосный агрегат с
погружным насосом, двигатель которого расположен над поверхностью жидкости
|
Самовсасывающий
|
Обеспечивает заполнение
подводящего трубопровода жидкостью непосредственно, без использования
дополнительных устройств
|
Регулируемый
|
Обеспечивает в заданных
пределах изменение напора и подачи
|
Герметичный
|
Полностью исключает контакт
подаваемой жидкости с окружающей атмосферой
|
Выбор насосного оборудования
Насос является основным элементом большинства технологических процессов.
Номенклатура насосов превышает 2000 типоразмеров, а около 20% всей
электроэнергии, потребляемой предприятиями, расходуется на привод насосов. В
связи с этим выбор насосного агрегата является серьезной инженерной задачей.
Для того, чтобы определиться в выборе насосного агрегата, в каждом
конкретном случае необходима следующая информация:
Для каких целей будет использоваться насос?
Какой объем жидкости необходимо транспортировать (расход) при помощи
насоса с каким давлением (напором)?
Необходимая информация о рабочей (перекачиваемой) среде, а именно:
вязкость, химическая активность, наличие твёрдых веществ и их величина,
температурные показатели рабочей среды, ее взрыво-пожаробезопасность,
токсичность.
Условия эксплуатации (на открытом воздухе, в помещении, влажность и
взрыво-пожароопасность помещения, где будет эксплуатироваться насос).
Определяющими техническими параметрами насоса являются подача и напор
(давление).
Подача - это объём жидкости, передаваемой в единицу времени, выраженный в
м3/час или л/сек.
Напор - это разность удельных энергий жидкости в сечениях после и до
насоса, выраженная в метрах водного столба.
Кроме этого, важнейшими параметрами насоса являются потребляемая мощность
N и КПД η.
Выбор насоса начинается с подбора требуемого напора и подачи. Основные
потребительские свойства насоса отражает его напорная характеристика -
зависимость напора (давления) насоса от подачи (расхода), а так же
характеристика КПД - зависимость КПД насосного агрегата от расхода. Напорная
характеристика имеет рабочую точку номинального режима, в которой КПД агрегата
имеет максимальное значение.
Номинальная подача (расход) и напор (давление), определяющие эту точку,
указываются в обозначении марки насоса и являются наиболее благоприятными при
эксплуатации насоса.
На практике при выборе насоса учитывать разброс параметров по подаче и
напору, а так же возможность нахождения оптимального режима работы в пределах
рабочей области его характеристики. Работа электронасоса вне рабочей области
ведёт к снижению КПД и увеличению энергозатрат.
Важным гидравлическим параметром насоса является допускаемая
вакуумметрическая высота всасывания НВД, характеризующая нормальные
условия подачи жидкости к рабочему колесу, при которых обеспечивается работа
насоса без изменения основных технических показателей. Эта величина выражается
в метрах водного столба.
Благоприятные условия подхода перекачиваемой жидкости к рабочему органу
насоса обеспечиваются в том случае, если вакуумметрическая высота всасывания
достаточна для преодоления жидкостью расстояния между свободной поверхностью
резервуара (водоёма) и осью рабочего органа.
Всасывающие свойства конкретного насоса зависят от давления окружающей
среды, давления на входе в насос скорости жидкой среды на входе, её плотности и
вязкости, а так же от давления паров жидкости.
Даваемые в каталогах параметры НВД приводятся для воды при
температуре 20º и атмосферном давлении, равном 10м водяного столба.
Большая часть неприятностей при эксплуатации насоса связана с плохими
условиями на всасывании и возникновением кавитации.
При превышении допускаемой высоты всасывания НВД на работающем
насосе происходит вскипание перекачиваемой жидкости, образование пузырьков,
которые при попадании их в зону повышенного давления вызывают серию местных
(локальных) гидравлических ударов, называемых кавитацией.
Как и всякую машину, насосный агрегат характеризует потребляемая мощность
определяющая выбор комплектующего двигателя.
Величина необходимой мощности насоса находится в зависимости от величины
напора и подачи, плотности и вязкости перекачиваемой среды. С повышением
удельного веса и увеличением вязкости возрастает и потребляемая мощность.
Разброс номинальных величин коэффициента полезного действия КПД насосных
агрегатов велик (от 20 до 80%). Столь существенный разброс по КПД определяется
различным характером взаимодействия рабочего органа с жидкостью.
Снижение потребляемой мощности у центробежных насосов достигается путём
регулирования процесса изменения подачи и напора.
Регулирование можно осуществлять тремя методами:
изменением числа оборотов привода;
конструктивным методом;
изменением условий работы системы «насос - сеть».
Изменение числа оборотов привода является универсальным методом изменения
характеристики насоса (как для динамических насосов, так и для насосов
объемного типа). При этом надо учитывать, что подача находится в прямой
зависимости от оборотов, а напор (в центробежных насосах) - в квадратичной
зависимости.
Центробежные насосы и вентиляторы имеют переменную механическую
характеристику нагрузки, которая описывается уравнением квадратичной параболы,
а значит, потребляемая мощность пропорциональна кубу скорости вращения. Из
этого следует, что даже небольшое снижение скорости электропривода может дать
значительный выигрыш в мощности.
ИЗМЕНЕНИЕ УСЛОВИЙ РАБОТЫ «НАСОС - СЕТЬ»
Пуск насоса следует производить при заполненных всасывающем трубопроводе
и корпусе насоса и закрытой напорной задвижке (вихревые и осевые насосы
запускаются при открытой напорной задвижке); запрещается осуществлять пуск
насоса при закрытой или не полностью открытой всасывающей задвижке, а также
работать более 2,3 минут при закрытой напорной задвижке.
Целью данного курсового проекта является проектирования и оптимизации
центробежного насоса с полным проведением гидравлического и прочностного
расчетов. Данная задача может быть решена многими способами с учётом
конкретных, требуемых условий эксплуатации насосного оборудования с довольно
высокой точностью и учётом многих, основополагающих параметров.
Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки с
иллюстративным графическим материалом, размещенным по разделам проекта,
чертежей, схем и других графических материалов.
Основным документом курсовой работы является расчетно-пояснительная
записка, в которой приводится информация о выполненных технических и
научно-исследовательских разработках, необходимых расчетах и пояснениях.
1. Гидравлический расчет
.1 Расчет параметров на входе в колесо
Определим напор на входе в насос по формуле
(1.1)
где
- избыточное давление на входе в насос , [Па];
-
плотность перекачиваемой жидкости, [кг/м.куб.].
Найдем
падение напора на входе
(1.2)
где
-давление упругости паров, [Па];
Принимаем
кавитационный коэффициент быстроходности C = 1000
Определяем
максимальное допустимое число оборотов в минуту, [об/мин]
(1.3)
где
Q -расход через насос, [м3/с].
Вычислим
коэффициент быстроходности:
(1.4)
где
H- напор насоса.
Объемный
КПД предварительно принимаем
Находим
расход через колесо, [м3/с]:
(1.5)
Определяем
скорость на входе в колесо, [м/с]:
(1.6)
где
-коэффициент из диапазона (0,051…0,035)
Находим
приведенный диаметр входа,[м]:
(1.7)
где
-коэффициент из диапазона (3,5…4,5) .
Вычислим
мощность, потребляемую насосом, [кВт]:
(1.8)
где
- КПД насоса принимаем 0,7.
Находим
крутящий момент, [н·м]
(1.9)
.
Определим
диаметр вала из расчета на кручение, [м]
(1.10)
где
- дополнительное напряжение на кручение, [н/м]2
Вычислим
диаметр втулки , [м]:
(1.11)
.
Находим
диаметр входа в колесо, [м]:
(1.12)
Определяем
диаметр средней точки входа кромки лопасти,[м]:
(1.13)
.
Находим
ширину лопасти на входе, [м]:
(1.14)
Определяем
площадь входа в рабочее колесо, [м2]:
(1.15)
.
Находим
меридианную скорость на входе, [м/с]:
(1.16)
Принимаем,
что на входе закрутки потока нет
Меридианная
скорость после поступления потока в межлопаточный канал, [м/с] будет:
(1.17)
где
- коэффициент стеснения на входе принимаем равным .
Вычислим
окружную скорость, [м/с]:
(1.18)
.
Найдем
угол безударного поступления потока на лопасть:
(1.19)
Принимаем
угол атаки
Определим
угол установки лопасти на входе:
(1.20)
.2 Расчет параметров на выходе из колеса
Вычислим гидравлический КПД насоса при ns=50…110 ( в пределах 0,7…0,85):
(2.1)
Находим
теоретический напор, [м]:
(2.2)
Определяем
окружную скорость на выходе из насоса в первом приближении, [м/с]
(2.3)
где
- коэффициент окружной составляющей абсолютной
скорости при выходе потока выбираем из (0,4…0,7) при ns=70…150
.
Находим
диаметр колеса на выходе в первом приближении, [м]:
(2.4)
Задаемся
меридианной скоростью на выходе из колеса. При необходимости получения на
выходе более широкого колеса принимают меньшее значение из (0,5…1,0):
(2.5)
Меридианная
скорость на выходе из колеса, [м/с] определится по формуле:
(2.6)
где
-коэффициент стеснения на выходе, принимаем равным .
Найдем
оптимальный коэффициент диффузорности:
(2.7)
Определим
угол установки лопасти на выходе
(2.8)
Вычислим
оптимальное число лопастей (берем целую часть):
(2.9)
Найдем
опытный коэффициент при по формуле
(2.10)
.
Определим
коэффициент, учитывающий конечное число лопастей:
(2.11)
Вычислим
теоретический напор, [м] при z=∞:
(2.12)
Определим
окружная скорость на выходе во втором приближении, [м/с]
(2.13)
Найдем
диаметр колеса на выходе во втором приближении, [м]:
(2.14)
По найденному значению D2
находим третье
приближение:
Определяем коэффициент, учитывающий конечное число лопастей:
Теоретический
напор, [м] при z=∞ будет равен:
Найдем
окружную скорость на выходе после третьего приближения, [м/с]:
Вычислим диаметр колеса на выходе после третьего приближения, [м]:
Определим
окружную составляющую абсолютной скорости, [м/с]:
(2.15)
Уточняем коэффициенты стеснения:
Находим шаг лопастей на входе:
(2.16)
Вычислим
шаг лопастей на выходе:
(2.17)
.
Найдем
коэффициенты стеснения по формулам
(2.18)
(2.19)
Ширина
лопасти на выходе, [м] определится по формуле:
(2.20)
Вычислим
относительные скорости на входе и выходе крыльчатки, [м/с]
(2.21)
(2.22)
Определим
угол выхода потока из колеса:
(2.23)
Найдем
окружную составляющую абсолютной скорости сразу после выхода из колеса, [м]:
(2.24)
1.3 Расчет приближенного профиля лопаток
Вычислим радиус изгиба лопасти (для лопастей, очерченных дугой
окружности)
(3.1)
Определим
центральный угол дуги лопатки
(3.2)
Найдем
длину лопасти, [м]:
(3.3)
Толщина
лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки, [м], определится по формуле
(3.4)
1.4 Расчет утечек и объемного КПД
Для расчета необходимо задаться следующими параметрами:
Радиус расположения уплотнения, [м]
Радиальный
зазор в уплотнении, [м]
Длина
уплотнения, [м]
Определим
статический напор колеса (приблизительно)
(4.1)
.
Найдем
напор, теряемый в уплотнении, [м]
центробежный
насос гидравлический расчет
(4.2)
Вычислим
коэффициент расхода для гладкого щелевого уплотнения:
(4.3)
где
- коэффициент потерь из интервала (0,04…0,08).
Утечка
через уплотнение, [м3/с],определится по формуле
(4.4)
Определим
объемный КПД:
(4.5)
1.5 Расчет гидравлического КПД лопастного колеса
.5.1 Потери на трение в межлопаточных каналах
Гидравлические диаметры межлопаточного канала на входе и выходе, [м],
вычислим по формулам
(5.1.1)
(5.1.2)
Найдем
средний гидравлический диаметр межлопаточного канала, [м]:
(5.1.3)
Вычислим
среднюю относительную скорость в межлопаточном канале, [м/с]
(5.1.4)
Определим
среднюю расходную скорость, [м/с]:
(5.1.5)
Коэффициент
сопротивления при течении в неподвижных каналах, найдем по формуле
(5.1.6)
где
- коэффициент шероховатости в [м] ( для поверхности
после литья 0,05…0,1 мм).
Вычислим
кинематическую вязкость жидкости, [м2/с]:
(5.1.7)
Найдем
число Рейнольдса по расходной скорости:
Определим
число Рейнольдса по окружной скорости:
(5.1.9)
Коэффициент,
определим по формуле:
(5.1.10)
Найдем
коэффициент сопротивления при течении жидкости по межлопастному каналу
(5.1.11)
Вычислим
потери на трение в межлопастных каналах, [м]
(5.1.12)
.
.5.2 Потери на вихреобразование
Потери на вихреобразование, [м]
(5.2.1)
где
- коэффициент потерь на вихреобразование принимаем
равным 0,35.
.5.3
Потери на диффузорность
Потери
на диффузорность, [м]
(5.3.1)
где
- Коэффициент потерь на диффузорность принимаем,
равным 0,45.
1.5.4
Суммарные потери напора в лопастном колесе
(5.4.1)
.6 Расчет теоретического напора насоса
Определим статический напор крыльчатки, [м]
(6.1)
Найдем
динамический напор крыльчатки, [м]:
(6.2)
Вычислим
полный напор, [м]:
(6.3)
1.7 Расчет спирального отвода
.7.1 Расчет отвода
Определим ширину отвода
(7.1.1)
.
Найдем
радиус расположения языка отвода, [м]:
(7.1.2)
.
Радиальный
зазор между колесом и языком отвода, [м], определяем по формуле
(7.1.3)
.
Угол
атаки языка отвода принимаем:
Определяем
угол языка отвода:
(7.1.4)
Принимаем отношение скоростей Ξ = Сг/С2u = 0,65 откуда скорость потока в
горле, [м/с]:
(7.1.5)
Найдем
площадь горла, [м2]:
(7.1.6)
Вычислим
эквивалентный диаметр горла, [м]:
(7.1.7)
Определяем
высоту горла для прямоугольного сечения сборника, [м]:
(7.1.8)
.
Предварительно
принимаем скорость потока на выходе из насоса, [м/с]:
(7.1.9)
Найдем
площадь выходного сечения диффузора (напорного патрубка), [м2]:
(7.1.10)
Диаметр
выходного сечения диффузора (напорного патрубка) , [м], рассчитаем по формуле:
(7.1.11)
Полученное
значение округляем до ближайшего из стандартного ряда диаметров фланцев
Уточняем
и по формулам
(7.1.12)
(7.1.13)
Длина
конического диффузора должна удовлетворять условию
Предварительно
принимаем:
(7.1.14)
Находим
эквивалентный угол кон. диффузора (опт. значение в пределах 6…10)
(7.1.15)
.7.2 Потери в спиральном отводе
Уравнение логарифмической спирали в полярных координатах (по 7 точкам, i=1…7)
(7.2.1)
(7.2.2)
Площадь
поперечного сечения и смачиваемый периметр спирального сборника, [м2],
[м]:
(7.2.3)
(7.2.4)
Определим
эти параметры для семи точек, сведем данные в таблицу 1:
|
|
|
|
|
1
|
0.100786
|
0.114823
|
0.000244
|
0.050297
|
2
|
1.131186
|
0.127434
|
0.000713
|
0.075518
|
3
|
2.161586
|
0.14143
|
0.001233
|
0.10351
|
4
|
3.191986
|
0.156962
|
0.001809
|
0.134575
|
5
|
4.222386
|
0.174201
|
0.00245
|
0.169052
|
6
|
5.252785
|
0.19333
|
0.00316
|
0.207315
|
7
|
6.283185
|
0.214566
|
0.003949
|
0.249781
|
Вычислим диаметр трубы того же гидравлического радиуса для любого сечения
спирали, [м]
(7.2.5)
1234567
|
|
|
|
|
|
|
|
0,0194050,0377660,0476480.0537690.057970.060970.063239
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем средний гидравлический диаметр спирали, [м]:
(7.2.6)
Средняя
скорость движения в спиральном сборнике, [м/с], рассчитается по формуле
(7.2.7)
За
длину эквивалентного трубопровода принимаем половину длины спирали.
Находим
длину спирали, [м]:
(7.2.8)
Определим
число Рейнольдса по средней скоростью в спиральном диффузоре:
(7.2.9)
Вычислим
эквивалентную шероховатость [с], т.е. такую равномерную шероховатость, которая
дает при подсчете одинаковую с заданной шероховатостью величину
(7.2.10)
Гидравлический
коэффициент трения (коэффициент Дарси) для трех областей гидравлических
сопротивлений, если 10<<500 (переходная область) будет рассчитан по
формуле:
(7.2.11)
Найдем
потери на трение о стенки в спиральном сборнике, [м]:
(7.2.12)
Определяем
потери энергии, связанные с внезапным изменением скорости - ударные потери,
[м]:
(7.2.13)
где
- радиус на выходе из спирального сборника;
-
выбирается из (0.3…0.5).
.7.3
Потери в коническом диффузоре
Коэффициент,
учитывающий неравномерность скоростей на входе в конический диффузор,
выбирается равным (1.5 - 2)
Находим
средний диаметр конического диффузора, [м]:
(7.3.1)
Вычислим
число Рейнольдса по скорости на выходе из спирального диффузора:
(7.3.2)
Эквивалентная
шероховатость [с], т.е. такая равномерная шероховатость, которая дает при
подсчете одинаковую с заданной шероховатостью величину , определится по формуле:
(7.3.3)
Определяем
гидравлический коэффициент трения (коэффициент Дарси), если 10500 (область гидравлически шероховатых труб) для трех
областей гидравлических сопротивлений
(7.3.4)
Найдем
степень расширения конического диффузора:
(7.3.5)
Вычислим
коэффициент потерь в коническом диффузоре:
(7.3.6)
Находим
потери в коническом диффузоре:
(7.3.7)
Суммарные
потери напора в спиральном сборнике и коническом диффузоре, [м], будут:
(7.3.8)
Определяем общие гидравлические потери в насосе, [м]
(7.3.8)
Полный
напор с учетом потерь, [м], найдем по формуле:
(7.3.9)
Гидравлический
КПД насоса на расчетном режиме, будет:
(7.3.10)
Механический
КПД принимаем
Определяем полный КПД насоса:
(7.3.11)
Вычислим
мощность, потребляемую насосом, [кВт]
(7.3.12)
Коэффициент
запаса в зависимости от потребляемой насосом мощности в рабочем режиме=1.25, если 20.
В
результате мощность потребляемая насосом будет вычислена по формуле
(7.3.13)
1.8 Расчет спирального отвода
Определим окружную скорость на максимальном диаметре входной кромки
лопасти, [м/с]
(8.1)
Найдем
коэффициент профильного разрежения при обтекании лопаток на входе
(8.2)
Вычислим
превышение полного напора на входе над минимальным давлением внутри проточной
части
(8.3)
где
- коэффициент местного повышения абсолютной скорости
выбираем из (0.05...0.15).
Если
, то антикавитационные качества насоса удовлетворяют
заданным условиям ()
Результаты гидравлического расчета приведем в таблицу:
Параметры насоса
|
Результаты расчета
|
Коэффициент быстроходности 93,823603
|
|
Мощность потребляемая
насосом ,(кВт)2,692849
|
|
Объемный КПД 0.967168
|
|
Гидравлический КПД насоса 0.8
|
|
Полный КПД насоса 0.790088
|
|
Допустимое падение напора
на входе ,(м)9,957798
|
|
Превышение полного напора
на входе над min давлением внутри проточной части , (м)0,630379
|
|
Длина конического диффузора, (м)0.118155
|
|
Диаметр напорного патрубка , (м)0.08
|
|
Диаметр входа в колесо , (м)0.09745
|
|
Диаметр средней точки входа
кромки лопасти ,(м)0.087705
|
|
Ширина лопасти на входе , (м)0.032483
|
|
Диаметр колеса на выходе , (м)0.216493
|
|
Ширина лопасти на выходе , (м)0.026319
|
|
Угол установки лопасти на
входе 29,942161
|
|
Угол установки лопасти на
выходе 16,138301
|
|
Число лопастей 6
|
|
Угол выхода потока из
колеса 5,77463
|
|
Радиус расположения языка
отвода 0.113659
|
|
Угол языка отвода 9,77463
|
|
Площадь горла ,0,001754
|
|
Эквивалентный угол
конического диффузора 15,774952
|
|
В качестве уплотнения проточной части используем щелевое уплотнение.
.9 Расчет осевой силы, действующей на ротор насоса
Расчет выполняется по формуле:
(9)
где:
r2 = D2/2 -
радиус выходной кромки лопасти;
- радиус
переднего уплотнения рабочего колеса;
-
удельный вес перекачиваемой жидкости;
-
окружная скорость на радиусе r2.
Рассчитываем
радиус входной кромки лопасти:
Вычислим
осевую силу
.10
Расчет радиальной силы, действующей на рабочее колесо.
Расчет
ведется во всем диапазоне работы насоса по формуле А.И. Степанова
(10)
где
QH - подача насоса. ();
- ширина
лопасти на выходе в (м);
-
наружный диаметр рабочего колеса, в (м),
H - напор
насоса, в (м);
-
удельный вес перекачиваемой жидкости в ();
R - радиальная
результирующая сила, в ().
Определим
радиальную силу R по формуле (10)
Задаваясь
несколькими значениями подачи Q, вычисляем по уравнению
соответствующие
значения R:
1) При
= 0,005 ;
;
) При
= 0,01 ;
;
) При
= 0,015 ;
;
) При
= 0,02 ;
;
) При
= 0,025 ;
;
)При
= 0,03 ;
R, Q,
|
|
98,55
|
0,005
|
54,53
|
0,01
|
18,84
|
0,015
|
112,15
|
0,02
|
253,62
|
0,025
|
415,03
|
0,03
|
2. Прочностной расчет насоса
.1 Расчет диаметра вала
Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента,
осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки.
Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций
насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения.
Определяем крутящий момент:
(2.1.1)
где
N- мощность потребляемая насосом, (Вт);
- угловая
скорость, (сек).
Найдем
угловую скорость:
Рассчитаем
крутящий момент вала:
Вычислим
средний диаметр вала
(2.1.2)
где
допустимое напряжение на кручение для валов из
углеродистой стали.
Диаметр
вала под подшипником принимаем 20 мм:
мм
Принимаем
dв = 20 мм
из конструктивных соображений.
Находим
момент инерции вала:
(2.1.3)
где,
- диаметр вала.
Радиальная
нагрузка находится по формуле:
(2.1.4)
где
k - коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние
зазоров (0,45-0,85)
Е
- модуль упругости материала вала, (Па).
J - момент
инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки (кг/м.куб.);
С
- расстояние от центра подшипника до середины муфты, (0.09 м);
Найдем
окружную радиальную силу
(2.1.5)
где,
D - наружный диаметр шлицев (0,022 м);
Вычислим
максимальный изгибающий момент конце вала:
(2.1.6)
где
b-расстояние от середины муфты или от точки приложения
силы Р до проточки под стопорное кольцо, выбираем из интервала (0.025…0.045),
(м).
Определим
максимальное напряжение изгиба в опасном сечении:
(2.1.7)
где
Wх - осевой момент сопротивления вала в месте проточки
под стопорное кольцо ();
Вычислим
осевой момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо:
(2.1.8)
где
- полярный момент сопротивления вала ().
Вычислим
полярный момент из следующей формулы:
(2.1.9)
Найдем
осевой момент сопротивления вала:
Максимальное
напряжение изгиба будет:
Определяем
напряжение кручения
(2.1.10)
Вычислим
эквивалентное напряжение:
, (2.1.11)
(2.1.12)
Для
вала насоса берем сталь с пределом текучести
Из
результатов расчетов видно, что вал из стали диаметром 20 мм со шлицем и с проточкой
под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса
прочности , который удовлетворяет условию 12,77 >[1,3].
В
качестве уплотнения на валу выбираем сальниковую набивку.
.2
Расчет шпоночного соединения
Шпоночное соединение проверяется на смятие, по боковым граням шпонки под
действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу
(2.2.1)
где
- момент передаваемый рабочему колесу( );
-
диаметр вала (м);
t - глубина паза
по валу(м);
l - длина
посадочной части рабочего колеса (м);
h - высота
шпонки (м).
Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности
передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным
параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД.
Мощность двигателя должна удовлетворять условию:
(2.2.2)
где
- мощность потребляемая насосом.
Исходя из этого условия, выбираем электродвигатель, мощность которого 5,5
кВт.
Определим момент передаваемый рабочему колесу:
(2.2.3)
Находим
напряжение шпонки на смятие:
Для
этого конструктивно зададимся следующими параметрами:
t =0.005 -
глубина паза по валу (м);
l =0.02 - длина
посадочной части рабочего колеса (м);
h =0.006 -
высота шпонки (м).
Размеры
сечений шпонок и пазов по ГОСТ 23360 - 78.
2.3 Выбор и расчет муфты
Для соединения вала редуктора с валом двигателя выбираем муфту упругую,
втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424 - 75.
Технические характеристики муфты.
Максимальный
крутящий момент Н.мм
Максимальная
частота вращения об/мин.
Радиальное
смещение осей валов не более 0,2 мм
Угловое
смещение валов не более 1030/
Проверка
удельного давления на упругие элементы МУВП проводится по формуле
(2.3.1)
где
(Н.мм) - расчетный крутящий момент;
(мм)-диаметр
окружности, на которой расположены оси пальцев;
(мм) -
длина втулки;
- число
пальцев;
МПа -
предел прочности для муфты.
, условие
выполняется.
Проверка
пальцев на изгиб проводится по формуле:
(2.3.2)
где
мм - длина пальца.
МПа -
предел прочности для стали.
МПа
, условие
выполняется.
.4 Прочностной расчет корпуса полумуфты
Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном
сечении.
Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:
(2.4.1)
где
σ - сопротивление, при растяжении действующее в опасном
сечении полумуфты;
[σ] - допустимое сопротивление при растяжении.
Допустимое
сопротивление при растяжении определяется из выражения
(2.4.2)
где
- предел текучести материала, из которого отлита
полумуфта.
Определяем
напряжение, получаемое давлением максимальной нагрузки на площадь по формуле:
(2.4.3)
где
S - максимальная нагрузка, действующая на полумуфту;
(2.4.4)
где
m =70 кг - масса насосного агрегата;
g - ускорение
свободного падения.
-
площадь полумуфты в опасном сечении.
Прочность
полумуфты в опасном сечении является допустимой, так как выполняется условие:
1,2 < 78.
Коэффициент
запаса прочности определяем из выражения
(2.4.5)
где
[σ] - допускаемое сопротивление при растяжении;
σ- сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении муфты.
Полученный
коэффициент запаса прочности является допустимым.
.5 Выбор и расчет подшипников
Во многих случаях на подшипник действует комбинированная нагрузка,
состоящая из радиальной Fr и осевой Fa
составляющих. В этом случае с каталожным значением С0 сравнивается
эквивалентная нагрузка. В формуле для ее определения используют коэффициенты,
учитывающие перераспределение нагрузки по телам качения. Рассчитанная
эквивалентная нагрузка вызывает приблизительно такую же остаточную деформацию,
как и совместно действующие на подшипник нагрузки Fr и Fa.
Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная статическая
радиальная нагрузка определяется по формулам:
0r=X0Fr + Y0Fa
где Х0 = 0,5.Y0 = 0,47 - коэффициент соответственно
радиальной и осевой статической нагрузки (табл. 3.1); 12 - угол контакта.
0r=0,5*434,6+0,47*1612,7=975,3
Для упорных и упорно - радиальных подшипников эквивалентную статическую
осевую нагрузку подсчитывают по формулам:
P0а= Fa + 2,3Fr tg α=1612,7+2,3*434,6*0,213=1825,6
Из каталога находим подшипники 118, 214, 310, 409 (оптимальны для
использования в условиях высоких радиальных нагрузок )выбираем один из них.
Заключение
В данном курсовом проекте спроектирован электронасосный агрегат. Выполнен
гидравлический расчет центробежного насоса с определением основных
геометрических размеров проточной части. Рассчитаны радиальные и осевые силы,
действующие на ротор.
Произведен прочностной расчет насоса, в результате которого определены
геометрические размеры вала, шпонок, шлицов, болтового соединения корпусных
деталей, подшипников опорной стойки при обеспечении долговечности 10000 часов
непрерывной работы и корпуса.
В процессе выполнения работы по каталогам и справочной информации выбраны
такие элементы электронасосного агрегата, как электродвигатель, муфта,
передающая крутящий момент от электродвигателя к насосу, уплотнения корпусных
деталей, проточной части и опорных стоек.
Список используемой литературы:
1. Васильев
Ю.А., Лоскутников Г.Т., Андреев Е.А. «Расчет и проектирование шнекоцентробежного
насоса».
. Касьянов
В.М., Кривенков С.В. «Гидромашины и компрессоры».
. Черкасский
В.М. «Насосы, вентиляторы, компрессоры».
. Овсянников
Б.В., Селифонов В.С., Черваков В.В. «МАИ: Расчет и проектирование
шнекоцентробежного насоса».
5. Шейнблит
А.В. «Курсовое проектирование деталей машин».
. Гидравлика,
гидравлические машины и гидравлические приводы Т.М. Башта, С.С.Руднев,
Б.Б.Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1970
7.
Центробежные и осевые насосы А.А.Ломакин. М.: Машиностроение, 1966
. Лопастные
насосы А.К.Михайлов, В.В. Малюшенко. М.: Машиностроение, 1977