Расчет центробежного водяного насоса консольного типа

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки

Уральский федеральный университет имени первого президента Б.Н.Ельцина

Кафедра промышленной теплоэнергетики

Оценка за проект:

Члены комиссии:

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

на тему: «Расчет центробежного водяного насоса консольного типа»

140104. 555 101. 002 ПЗ

Студент Бармина О.А.

Группа Т-38022

Преподаватель Колпаков А.С.

г. Екатеринбург

2010 г.

Исходными данными для проектирования являются (Табл. 1):

Таблица 1

Исходные данные

№ п/п	Наименование	Обозн.	Ед. измер.	Знач.
1	Производительность насоса	Q	м3/час	7,4
2	Напор, создаваемый насосом	Н	м	15,0
3	Высота всасывания	Нвс	м	2,0
4	Вид перекачиваемой жидкости	-	-	вода
5	Температура перекачиваемой жидкости	t	C	5
6	Давление насыщенных паров	Рs	кПа	0,868
7	Толщина лопаток колеса насоса		м	0,004
8	Допустимые напряжения материала лопаток		кг/см2	120
9	Плотность жидкости		кг/м3	999,8

Результаты расчета представляются в табличной форме (табл. 2):

Таблица 2

Результаты расчета

Насос типа К

Показатели эффективности центробежного насоса:

объемный КПД насоса об = 95,51 %

гидравлический КПД насоса Г = 83,02%

общий КПД насоса = 75,33%

Мощность на валу агрегата N = 0,45 кВт

Число оборотов агрегата n = 2900 об/мин

Расчетный коэффициент быстроходности ns = 57,32

Геометрия проточной части агрегата:

диаметр просвета колеса на входе D0 = 48 мм

диаметр входа на лопатки колеса D1 = 43 мм

отношение диаметров просвета и входа D0/D1 = 1,12

диаметр ступицы колеса Dст = 17 мм

длина ступицы колеса Lст = 24 мм

диаметр вала Dв = 8 мм

диаметр колеса D2 = 106 мм

отношение диаметров выхода и входа D2/D1 = 2,47

угол установки лопатки на входе 1л = 17,8 град

угол установки лопатки на выходе 2л = 27,86 град

ширина колеса на входе b1 = 18 мм

ширина колеса на выходе b2 = 7 мм

число лопаток колеса z = 6

коэффициент стеснения входного сечения = 0,467

Элементы треугольника скоростей на входе в рабочее колесо:

скорость входа в рабочее колесо С1 = 1,74 м/с

окружная скорость U1 = 6,57 м/с

относительная скорость потока 1 = 6,80 м/с

угол входа потока на лопатки колеса 1 = 14,8 0

Элементы треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса:

скорость выхода из рабочего колеса С2 = 12,54 м/с

окружная скорость U2 = 16,17 м/с

относительная скорость потока 2 = 4,13 м/с

угол входа потока на лопатки колеса 1 = 14,8 град

проекция абсолютной скорости на направление

окружной С2u = 12,42 м/с

угол выхода потока из колеса 2 = 24,86 град

насос центробежный консольный

3. Краткая характеристика центробежных насосов консольного типа

Консольные электронасосы отечественного производства предназначены для перекачивания в стационарных условиях чистой воды (за исключением морской) с pH6…9 обычно при температуре от 0 до 85 єC. Они могут использоваться для перемещения других жидкостей, сходных с чистой водой по плотности, вязкости и химической активности при содержании твердых включений с размером частиц не более 0,2 мм в количестве не более 0,1 % по объему.

Пример условного обозначения электронасоса:

КМ80-50-200-С-УХЛ4, где

К - консольный;

М - моноблочный;

80 - диаметр входного патрубка в мм;

50 - диаметр выходного патрубка в мм;

200 - номинальный диаметр рабочего колеса в мм;

С - мягкий сальник;

УХЛ4 - климатическое исполнение и категория размещения электронасоса при эксплуатации (по ГОСТ 15150-69).

Тот же электронасос с торцевым механическим уплотнением имеет обозначение:

КМ80-50-200-5-УХЛ4, где

5 - одинарное торцевое уплотнение.

Для консольных насосов общего назначения характерны подачи до 360 м3/ч и напоры до 110 м вод. ст. при КПД до 80 %.

Насосы одноступенчатые с осевым подводом воды. Крепление колеса на валу обычно осуществляется с помощью шпонки и гайки-обтекателя. При мощности насоса более 10 кВт требуется уравновешивание осевой силы, выполняемое чаще всего с помощью разгрузочных отверстий в основном диске колеса. Для уменьшения протечек с нагнетания на всасывание отверстия сочетают с компенсационной камерой. Иногда компенсатором осевого усилия является импеллер открытого или закрытого типов.

Внутренние протечки при входе потока в колесо сокращают посредством переднего уплотнения, выполняемого с помощью кольца из цветного металла. Кольцо устанавливают в расточке корпуса.

Внешние протечки по валу насоса уменьшают применением заднего уплотнения, чаще всего сальникового. Насосы могут эксплуатироваться при повышенных температурах жидкости (85 єC), если уплотнение выполнено охлаждаемым. Максимальная температура перекачиваемой воды для данного типа насосов составляет 105 єC.

Протечки воды через сальник в режиме отдельных капель или тонкой струйки обеспечивают его нормальную работу за счет смазки и охлаждения контактных поверхностей водой. Уменьшение протечек при чрезмерной затяжке сальника ведет к его перегреву и быстрому выходу из строя.

Защита вала под сальником от износа трением обеспечивается установкой на валу защитной втулки.

Корпуса консольных насосов имеют вертикальный разъем. Монтаж колес может осуществляться как со стороны всасывания, так и со стороны сальникового уплотнения. Второй вариант является более рациональным, так как позволяет не производить демонтаж всасывающей линии при ревизии и ремонте насоса. При использовании в компоновочном решении дополнительных муфт у насосов типа К в этом случае исключается и демонтаж электродвигателя.

В корпусе выполняют отверстия для выпуска воздуха, слива воды и подсоединения манометров.

В нормальном исполнении напорный патрубок насоса направлен вертикально вверх. При тангенциальном расположении патрубка его можно поворачивать на угол 90, 180 и 270є.

Разворот оси напорного патрубка в плоскость оси всасывающего упрощает процедуру замены насоса подобным по конструкции, но отличающимся по габаритным размерам. Такая конструкция является более технологичной и современной.

В насосах типа К колесо расположено на собственном валу, опирающемся на подшипники качения в корпусе ходовой части. Соединение валов ходовой части и двигателя обычно осуществляется упругой муфтой.

Широко применяются моноблочные консольные насосы типа КМ. В них электродвигатель и насос соединены в блок: рабочее колесо насоса посажено непосредственно на удлиненный вал привода. Корпус насоса прикреплен к фланцу промежуточного фонаря, связанного с фланцем электродвигателя. Конструкция обеспечивает защиту электродвигателя от попадания воды при отказе сальникового уплотнения.

Консольные моноблочные насосы обеспечивают практически тот же диапазон параметров, что и насосы с ходовой частью. При этом они имеют меньшие массогабаритные характеристики и несколько дешевле. Однако насос с ходовой частью долговечнее моноблочного.

Приводом консольного насоса служит асинхронный электродвигатель обычного (насосы типа К) или специального (насосы типа КМ) исполнения. Типовое соединение с приводом прямое. Примеры использования ременной передачи единичны и связаны с особыми условиями эксплуатации насосной установки. Наиболее экономична моноблочная конструкция. При наличии ходовой части КПД насосного агрегата снижается примерно на 2 %. Ременный привод снижает КПД еще минимум на 3 %.

Приводные двигатели консольных насосов обычно имеют частоту вращения 1450 или 2900 об/мин.

4. Гидравлический расчет

4.1 Определение числа оборотов колеса

Работоспособность насоса определяется условиями всасывания, зависящими от числа оборотов. При большом числе оборотов скорость на входе в рабочее колесо насоса может стать настолько большой, что падение давления жидкости на всасе приведет к кавитации. По этой причине расчет насоса начинают с определения предельного числа оборотов, выше которого при параметрах проектного задания кавитация неизбежна:

= об/мин (1)

Здесь C=9001500 - кавитационный коэффициент быстроходности насоса.

Рабочее число оборотов насоса выбирается, исходя из значений стандартного ряда частот, характерных для насосов данного типа. Например, для водяных насосов консольного типа характерными являются частоты 1450 и 2900 об/мин.

Тип рабочего колеса насоса определяется его быстроходностью (удельным числом оборотов ns). Для расчета этого показателя необходимо задать напор колеса, зависящий от числа ступеней i. При многоступенчатом варианте напор насоса равен сумме напоров отдельных ступеней. Напор ступеней принимается одинаковым.

Правильность выбора числа ступеней проверяется по значению удельного числа оборотов, которое для центробежных насосов изменяется в интервале ns = 40300.

При расчете удельного числа оборотов следует иметь в виду, что при умеренных напорах и больших подачах однопоточная схема может не реализовываться. В этом случае следует переходить к расчету колеса двухстороннего всасывания, используя половинное значение проектной подачи.

4.2 Расчет удельного числа оборотов

Заданные параметры насоса, число ступеней и число оборотов определяют его быстроходность:

(2)

При оптимизации конструкции необходимо учитывать, что:

а) гидравлический и полный КПД центробежного насоса достигает своего максимального значения при ns =80150;

б) с уменьшением ns рабочее колесо становится чрезмерно узким и неэкономичным.

4.3 Определение коэффициента полезного действия и мощности насоса

Используя опытные данные, оценивают общий КПД и потребляемую насосом мощность (мощность на валу).

Общий КПД насоса равен:

= о г мех= 75,32 %,

где о = = 95,51 % - объемный коэффициент полезного действия насоса, учитывающий объемные потери в насосе (=0,850,98); Г - гидравлический коэффициент полезного действия, учитывающий потери насоса вследствие гидравлического трения, ударов и вихреобразования в проточной части (=0,80,95):

г = 1 - =1-= 83,02 %,

где D1п - приведенный диаметр рабочего колеса на входе.

D1п==0,0379м=38 мм.

Механический к.п.д. =0,90,96.

Отсюда мощность на валу насоса:

Nв===0,45 кВт

4.4 Определение входных размеров колеса

Определение входных размеров колеса, к которым относятся диаметр вала Dв, диаметр ступицы Dст и диаметр входа потока на рабочие лопатки колеса D1.

Диаметр вала рассчитывается по условию обеспечения необходимой прочности и прогиба в зависимости от величины мощности на валу и числа оборотов. Прогиб вала вследствие действия поперечных сил не должен превосходить половины минимального зазора в уплотнениях. Кроме того, рассчитывается критическое число оборотов вала для предотвращения резонансных колебаний.

Предварительно диаметр вала оценивают по формуле:

Dв = == 8 мм,

где [] - допустимое напряжение кручения, кг/см2.

Для стальных валов [] = 120200 кг/см2.

Диаметр ступицы колеса:

Dст=(1,62,0)*Dв = 17 мм.

Длина ступицы колеса:

Lст=1,4*Dст= 24 мм

Диаметр входа на рабочие лопатки:

= 43мм.

4.5 Определение элементов треугольника скоростей на входе жидкости в каналы рабочего колеса

Окружная скорость определяется по формуле:

U1 = == 6,57 м/с.

Скорость входа в рабочее колесо определяется по формуле:

С0 == = 1,74 м/с.

Полагая вход потока в колесо радиальным (1=900 и С0=С1=С1r), определим из входного треугольника угол входа потока на лопасти колеса

1 == 14,8 град.

Угол 1 обычно лежит в пределах 15300.

Относительная скорость определяется по формуле:

W1 = = 6,8 м/с.

По полученным значениям U1, c1, W1 строим входной треугольник скоростей.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

4.6 Определение элементов треугольника скоростей на выходе потока из рабочего колеса

Угол выхода потока существенно зависит от коэффициента быстроходности ns.

sinв2 = k sinв1.

Значения k принимаются по таблице:

ns	35	40	50	60	70	80	90	100	120	220
k	2,5	2,12	1,76	1,6	1,5	1,45	1,4	1,36	1,3	1,1

Окружная скорость определяется по формуле:

U2 = == 16,17 м/с,

где С2r = C1r = C0.

Проекция абсолютной скорости выхода потока на направление окружной скорости определяется по формуле:

С2u === 12,42 м/с.

Абсолютная скорость выхода определяется по формуле:

С2 = == 12,54 м/с.

Относительная скорость выхода определяется по формуле:

W2 = == 4,13 м/с.

По полученным значениям U2, С2r, W2 строим треугольник скоростей на выходе потока из рабочего колеса.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

4.7 Определение конструктивных размеров рабочего колеса

Входные размеры были определены ранее.

Определяем диаметр рабочего колеса на выходе:

D2 == 106 мм.

Тогда отношение диаметров выхода и входа потока (модуль колеса) определится как

m = = 10643= 2,47

Ширина лопасти на входе определяется по формуле:

b1 == 18 мм,

где 1 - коэффициент стеснения входного сечения каналов колеса,

1 = 0,467

b2 == 7 мм,

Диаметр просвета колеса на входе определяется по формуле:

D0 = (1,01,25)*D1 = 48 мм.

Угол установки лопатки на входе в колесо:

1л = 1 + 1 = 14,8 + 3 = 17,8 град,

где 1 =06 - угол атаки.

Угол установки лопатки на выходе из колеса:

2л = 2 + 2 = 24,86 + 3 = 27,86 град,

где 2 = 24- угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе рабочего канала колеса.

Число рабочих лопаток колеса:

z== 6

Уточнение принятой величины коэффициента стеснения производится по формуле:

1 = 1 - = 1-0,304

5. Механический расчет [4]

Для выполнения механического расчета необходимо профилирование элементов проточной части.

5.1 Профилирование лопаток рабочего колеса

Формы рабочих каналов колес различной быстроходности неодинаковы. В нормальных и быстроходных колесах входные кромки лопастей вынесены в область поворота потока жидкости, то есть в зону, где направление потока изменяется от осевого к радиальному. В тихоходных колесах они лежат на цилиндрической поверхности и параллельны оси колеса. Как правило, лопасти имеют постоянную толщину , которая не может быть меньше 4 мм по технологии изготовления колес литьем.

Конструкция лопасти должна обеспечивать расчетные углы входа и выхода потока, минимальное гидравлическое сопротивление канала и прочность.

Рабочие лопатки насосных колес профилируются по дугам окружности по приведенной ниже схеме:

5.2 Профилирование спирального отвода

Конструкция спирального отвода позволяет поддерживать скорости в отводе в определенных пределах. Выравнивание скоростей в отводе позволяет сократить потери (на удар, трение, вихреобразование и т.д.). Поэтому сечения отвода A, радиусы R и r рассчитываются из условия постоянной расходной скорости c, когда вихреобразование в канале минимально. При этом принимаются следующие размеры канала (Рис.1):

Рис. 1. Основные геометрические размеры спирального отвода

R3 = (1,031,05)D2/2 = 55 мм,

b3 = b2 + (0,020,05)D2 = 11мм.

Сечения улитки по возможности делают круговыми диаметром d=2r.

Расчет производят, задаваясь значениями угловой характеристики:

Угол	Сечение спирали, м	Диаметр, м
	А =[м2]	d =
45
90
135
180
225
270
315

Расходная скорость рассчитывается по выражению:

Сс = = 21,9 м/с.

Начальный диаметр определяется по формуле:

Dнач == 108 мм.

Зазор между колесом и языком во избежание большого перетока жидкости из начальных сечений в отвод должен соответствовать значению, определяемому по зависимости:

s = = 1мм.

Коэффициенты кс (ns) = 1,28, кнач (ns) = 1,02 определяются по приведенной ниже номограмме:



5.3 Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность

При работе насоса лопатки несут три вида нагрузок под действием:

- центробежных сил;

-разности давлений перемещаемой среды на рабочую и тыльную стороны лопатки;

- реакции деформирующихся основного и покрывного дисков.

На практике вполне достаточно учета действия центробежных сил, т.к. остальные нагрузки значительно меньше.

При расчете лопатку рассматривают как балку толщиной , [мм], работающую на изгиб. Ориентировочно изгибающее напряжение в лопатке можно подсчитать по формуле:

и == =306 кг/см2,

где R1 = D1/2 и b1 - радиус колеса и ширина лопатки на входе в рабочие каналы соответственно, мм.

Допустимые напряжения в теле лопатки равны [и] = 2400 кг/см2.

5.4 Проверочный расчет на прочность основного диска рабочего колеса

При проектировании рабочих колес толщины дисков назначаются конструктором с последующей проверкой напряжений расчетом.

Для колес одностороннего всасывания максимальное значение тангенциального напряжения можно проверить по формуле:

ф == кг/см2,

где Gл- суммарная масса лопаток, кг; д/ - средняя толщина диска, мм;

n - число оборотов, об/мин.

Рис. 3. Номограмма для определения коэффициентов k1 и k2

Значения коэффициентов и определяются по номограмме (Рис.3)

Полученное напряжение не должно превышать предел текучести для стали [ф] = 2400 кг/см2.

Gл ===0,364 кг,

где плотность следует принимать с = 7850 кг/м3.

5.5 Уплотнение гидравлической полости

Для уплотнения чаще всего используется контактное сальниковое уплотнение. При диаметре вала 100 мм толщина кольца набивки Sк определяется по формуле:

Sк == 2,8 мм.

Рабочая длина втулки сальника принимается равной 2,53,0 от ширины кольца набивки.

5.6 Уравновешивание осевой силы

Осевая сила возникает в результате действия потока на внутреннюю и наружную поверхность рабочего колеса. При мощности насоса до 10 кВт осевую силу воспринимают подшипники электродвигателя. При большей мощности в одноступенчатых насосах применяют разгрузочные отверстия или импеллеры

5.7 Выбор двигателя

Для привода водяных насосов консольного типа преимущественно используются асинхронные электродвигатели серии 4А. Для выбора электродвигателя руководствуются частотой вращения насоса и его мощностью. При этом требуется учесть необходимость запаса по мощности во избежание выхода двигателя из строя при запуске, когда возникают большие пусковые токи. Коэффициент запаса =1,051,5 выбирается, исходя из величины мощности насоса. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.

Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам [5].

Таким образом, выбираем электродвигатель 4АА63В2УЗ с номинальной мощностью 0,55 кВт.

Список литературы

1. Нагнетатели и тепловые двигатели /В.М.Черкасский и др. -М.: Энергоатомиздат, 1997. 384 с.: ил.

2. Малюшенко, Михайлов. Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование. М.:Машиностроение, 1977. 288 с.: ил.

3.Тыркин Б.А., Шумаков В.В. Монтаж компрессоров, насосов и вентиляторов. М.: Высшая школа, 1985. 247 с.

4. Елисеев Б.М. Расчет деталей центробежных насосов. М.: Машиностроение. 1975. 207 с.

5.Алиев Г.А. Справочник по электротехнике. М.:Энергия, 2003. 242 с.

Размещено на Allbest.ru