Разработка центробежного насоса расходом Q=50м3/час
Гидравлический расчет центробежного насоса. Определены основные геометрические размеры вала, шпонок, шлицов, болтового соединения корпусных деталей, подшипников опорной стойки при обеспечении долговечности 10000 часов непрерывной работы и корпуса.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.06.2011 |
| Размер файла | 604,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
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 ?=1000;
Динамическая вязкость жидкости ?ж=1.01*10-3;
Давление упругости паров Рп=2.314*103Па;
Нормальная толщина лопасти:
- на входе ?1=0.005;
- на выходе ?2=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:
1) насосы-машины, приводимые в действие от двигателей;
2) 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 90? 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:
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 ?.
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 20? 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
1.1 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)
1.2 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
1.5.1 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:
(5.1.8)
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)
.
1.5.2 Потери на вихреобразование
Потери на вихреобразование, [м]
(5.2.1)
где - коэффициент потерь на вихреобразование принимаем равным 0,35.
1.5.3 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)
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
1.7.1 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 ? = 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)
1.7.2 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)
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
||
|
0,019405 |
0,037766 |
0,047648 |
0.053769 |
0.05797 |
0.06097 |
0.063239 |
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).
1.7.3 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.
1.9 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
1.10 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 ;
;
2) При = 0,01 ;
;
3) При = 0,015 ;
;
4) При = 0,02 ;
;
5) При = 0,025 ;
;
6)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
2.1 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)
Найдем коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
(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.
2.2 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.
2.4 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 ? - сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении полумуфты;
[?] - 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 [?] - допускаемое сопротивление при растяжении;
?- сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении муфты.
Полученный коэффициент запаса прочности является допустимым.
2.5 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:
P0r=X0Fr + Y0Fa
где Х0 = 0,5.Y0 = 0,47 - коэффициент соответственно радиальной и осевой статической нагрузки (табл. 3.1); 12 - угол контакта.
P0r=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 ?=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».
2. Касьянов В.М., Кривенков С.В. «Гидромашины и компрессоры».
3. Черкасский В.М. «Насосы, вентиляторы, компрессоры».
4. Овсянников Б.В., Селифонов В.С., Черваков В.В. «МАИ: Расчет и проектирование шнекоцентробежного насоса».
5. Шейнблит А.В. «Курсовое проектирование деталей машин».
6. 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
8. Лопастные насосы А.К.Михайлов, В.В. Малюшенко. М.: Машиностроение, 1977
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Конструкция и принцип работы насоса, описание его технических характеристик. Гидравлический расчет проточной части, деталей центробежного насоса на прочность. Эксплуатация и обслуживание оборудования. Назначение и принцип действия балластной системы.
курсовая работа [172,0 K], добавлен 04.06.2009Центробежные насосы и принцип их работы. Расчёт основных параметров и рабочего колеса центробежного насоса. Выбор прототипа проектируемого центробежного насоса. Принципы подбора типа электродвигателя. Особенности эксплуатации центробежного насоса.
курсовая работа [859,3 K], добавлен 27.05.2013Описание работы центробежного насоса. Расчет элемента конструкции ротора. Инженерный анализ вала методом конечных элементов. Разработка каталога разнесенной сборки. Описание и назначение конструкции. Разработка технологического изготовления деталей.
дипломная работа [4,1 M], добавлен 09.11.2016Назначение, технические данные, конструкция и принцип работы насоса НЦВ 40/40. Гидравлический расчет проточной части. Профилирование меридионального сечения рабочего колеса. Расчет спиральной камеры круглого сечения. Расчет на прочность вала насоса.
курсовая работа [917,5 K], добавлен 14.04.2015Расчет ступени центробежного насоса с осевым входом жидкости, с назад загнутыми лопатками. Построение треугольников скоростей на входе и выходе из рабочего колеса, параметры и основные размеры ступени. Переход на другую частоту вращения ротора насоса.
контрольная работа [205,6 K], добавлен 15.02.2012Определение скорости движения среды в нагнетательном трубопроводе. Расчет полного гидравлического сопротивления сети и напора насосной установки. Определение мощности центробежного насоса и стандартного диаметра трубопровода. Выбор марки насоса.
контрольная работа [38,8 K], добавлен 03.01.2016Конструкция разрабатываемого центробежного насоса ВШН-150 и его техническая характеристика. Конструкционные, прокладочные и набавочные материалы, защита насоса от коррозии. Техническая эксплуатация, обслуживание, ремонт узлов и деталей, монтаж насоса.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 26.04.2014Гидравлический расчет центробежного насоса, определение основных геометрических размеров проточной части. Вычисление радиальных и осевых сил, действующих на ротор. Расчет диаметра вала, шпоночного и шлицевого соединений, корпуса, муфты, подшипников.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 10.03.2013Предварительный расчет центробежного насоса. Размеры рабочего колеса и относительная скорость на входе и выходе. Расчет спирального направляющего аппарата и диффузора спиральной камеры. Критический кавитационный запас энергии и коэффициент быстроходности.
контрольная работа [6,1 M], добавлен 20.11.2009Подбор центробежного насоса и определение режима его работы. Определение величины потребного напора для заданной подачи. Расчет всасывающей способности, подбор подпорного насоса. Регулирование напорных характеристик дросселированием и байпасированием.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 03.04.2018
