Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

• Введение
• 1. Техническое задание
• 1.1 Физические свойства перекачиваемой среды
• 1.2 Параметры насоса на расчетном режиме
• 1.3 Дополнительные данные
• 1.4 Нормативная документация
• 2. Расчет основных параметров и геометрических размеров рабочего колеса
• 2.1 Определение частоты вращения колеса. Частота вращения рабочего колеса определяется по формуле Руднева С.С.
• 2.2 Определение коэффициента быстроходности
• 2.3 Определение диаметра входа в колесо
• 2.4 Определение ширины колеса в2 на выходе
• 2.5 Приближенное определение наружного диаметра рабочего колеса
• 2.6 Выбор числа лопаток z
• 2.7 Выбор толщины лопаток
• 2.8 Определение угла лопатки на выходе ?л2
• 2.9 Уточнение наружного диаметра рабочего колеса D2
• 2.10 Выбор диаметра входного патрубка Dвх..п
• 3. Построение меридионального сечения рабочего колеса
• 4. Построение меридионального сечения направляющего аппарата
• 5. Компоновка насоса
• 5.1 Уточняющие расчеты
• 5.1.1 Расчет утечек в щелевых уплотнениях
• 5.1.2 Расчет усилий на роторе
• 5.2 Расчет реакций в подшипниковых опорах
• 5.3 Расчет вала на прочность
• 5.4 Расчет вала на жесткость
• 5.5 Расчет мощности механических потерь в насосе
• 5.6 Уточнение полного КПД насоса
• 6. Профилирование цилиндрических лопаток рабочего колеса
• 7. Профилирование цилиндрических лопаток направляющего аппарата
• Список использованной литературы


Введение

рабочий колесо цилиндрический лопатка

В современной технике применяется большое количество разновидностей машин. Наибольшее распространение для водоснабжения населения получили лопастные насосы. Лопастной насос предназначен для сообщения механической энергии протекающей через него жидкости. Рабочим органом лопастной машины является вращающееся рабочее колесо, снабженное лопастями. Лопастные насосы делятся на центробежные и осевые.

В центробежном лопастном насосе жидкость под действием центробежных сил перемещается через рабочее колесо от центра к периферии.

Задачей расчета насоса является определение размеров и формы рабочих органов насоса, которые бы обеспечили требуемые значения параметров Н, Q и N при максимально возможном значении КПД.

В данной курсовой в качестве аналога был взят многоступенчатый погружной насос модели MP1 фирмы Grundfos.

Насос MP 1 представляет собой погружной насос диаметром 2" с электроприводом, предназначен для перекачивания зараженных/загрязненных грунтовых вод с целью:

· их очистки;

· взятия проб;

· определения качества воды.

Насос MP 1 был специально разработан для взятия проб, т.е. для откачивания небольших объемов воды, предназначенных для отправки в лабораторию на исследования с целью установить:

· содержание вредных примесей;

· их концентрацию;

· протяженность области загрязнения.

Все узлы и детали насоса MP 1 изготовлены из материалов, не оказывающих влияние на результаты анализа проб воды.

Преобразователь частоты регулирует производительность насоса, управляя частотой вращения его электродвигателя. Такой метод позволяет получить стабильный поток воды без пузырьков воздуха.



1. Техническое задание

1.1 Физические свойства перекачиваемой среды

Рабочая жидкость - вода.

а) Плотность перекачиваемой жидкости =(1000…971) кг/м³,

при t=0…40°С.

б) Коэффициент кинематической вязкости =(1,79·10^-6…0,66·10^-6) м2/с,

при t = 0…40°С.

в) Давление насыщенных паров воды Р_н.п.=(0,00061…0,074) МПа,

при t = 0…40°С.

1.2 Параметры насоса на расчетном режиме

- Напор Н = 60 м;

- Подача насоса Q = 3,33 м³/час=0,000925 м³/с;

- Частота вращения рабочего колеса прототипа n = 500 - 3600 об/мин;

- КПД насоса = 75%;

- Mасса насоса m = 4,9 кг;

1.3 Дополнительные данные

- Область использования и назначение насоса:

Насос будет представляет собой погружной насос диаметром 45 мм с электроприводом, предназначенный для очистки и взятия проб зараженных/загрязненных грунтовых вод.

Насос должен быть разработан специально для взятия проб, т.е. для откачивания небольших объемов воды, предназначенных для отправки в лабораторию на исследование с целью установить: содержание вредных примесей, их концентрацию, протяженность области загрязнения.

- Эргономические требования:

уровень шума 30…50 дБ;

вибрация 2,5…3,5 мм²/сек;

1.4 Нормативная документация

Изделие должно быть разработано с учетом:

- ГОСТ 2.109-73 - Основные требования к чертежам;

- ГОСТ 2.305-68(СТ СЭВ 367-76) - Изображения - виды, разрезы, сечения;

- ГОСТ 2.108-68 - Спецификация;

- ГОСТ 2.307-68 - Нанесение размеров и предельных отклонений;

- ГОСТ 2.308-68 - Нанесение на чертежах обозначений шероховатости поверхностей;

- ГОСТ 10356-63 - Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей;

- ГОСТ 2789-73 - Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики;

- ГОСТ 2.309-73 - Обозначения шероховатости поверхностей;

- ГОСТ 2.104-68 (СТ СЭВ 140-74, 365-76) - Основные надписи;

- ГОСТ 2.105-68 - Общие требования к текстовым документам;



2. Расчет основных параметров и геометрических размеров рабочего колеса насоса

2.1 Определение частоты вращения колеса. Частота вращения рабочего колеса определяется по формуле Руднева С.С.

,

где С - кавитационный коэффициент быстроходности, ?h_p - расчетное значение подпора

С = 8001100 для длительной работы по 2-му критическому режиму кавитации. Примем С = 1500.

м;

h - подпор на входе в насос, h=1,520 м, примем h=1,5. Коэффициент 1,151,3 по ГОСТ 6134-71, примем 1,2.

м³/с;

об/мин.

Примем n = 3600 об/мин.



2.2 Определение коэффициента быстроходности

Так как был выбран трехступенчатый насос, то напор будет равен 20м.

2.3 Определение диаметра входа в колесо

Сводится к определению приведенного диаметра по средне-статическим значениям коэффициента, входящего в формулу:

,

где м, в случае расчета насоса по 2-му критическому режиму кавитации К₀=5,25,7. Причем, большие значения выбираются в случае возможной работы насоса при перегрузке. Примем K₀=3,3.

м.

Мощность насоса:

Вт.

Диаметр втулки:

Выбираем нержавеющую сталь 08Х18Н10.



у=470*10⁶ Па. n=2.

D_вт=2.19054*10^-3м

Принимаем D_вт=16мм.

Диаметр входа:

м.

Принимаем D_вх=50мм.

2.4 Определение ширины колеса в2 на выходе

Ширина колеса в₂ определяется на основании статистических данных по формуле

,

где для n_s<120.

м.

Примем в₂=7,3Ч10^-3м.

Полученное значение в₂ является предварительным и будет уточняться при последующем профилировании меридионального сечения рабочего колеса.

2.5 Приближенное определение наружного диаметра рабочего колеса

Размер диаметра входа рабочего колеса D₂ зависит от числа лопаток в колесе Z и от угла установки лопаток на выходе _л2. В первом приближении размер D₂ определяется на основании статистических данных по формуле:

,

где ,

м.

Таким образом:

м.

2.6 Выбор числа лопаток z

Число лопаток выбирают по статистическим данным в зависимости от коэффициента быстроходности n_s и размеров колеса:

n_s = 123.3148, для n_s = 60 180 z = 8 6, выбираем z = 9.



2.7 Выбор толщины лопаток

Толщина лопаток определяется технологическими соображениями и прочностью, а иногда требованиями износостойкости. Толщина лопатки зависит от D₂. Так как лопатки изготавливают из листовой легированной конструкционной стали, то по рекомендации из табл. 2.1 [2] принимаем для D₂ = 0,025 м:

=1 мм; ₂=3 мм; _мах=4 мм.

2.8 Определение угла лопатки на выходе л2

Угол лопатки на выходе определяется коэффициентом быстроходности и требуемой формой характеристики насоса. На основании опытно-статистических данных можно принять следующие ориентировочные значения углов для n_s=123.3148 _л2 =27⁰.

2.9 Уточнение наружного диаметра рабочего колеса D2

Уточнение диаметра D₂ производится следующим образом: Теоретический напор определится как:

( 2.17)

Циркуляцию на выходе из рабочего колеса определим по основному уравнению характеристики пространственной решетки:

(2.18)

где - коэффициент прозрачности;

i - коэффициент нерабочего режима;

r_a - активный радиус.

Полагая циркуляцию на выходе Г₁=0, коэффициент прозрачности решетки к=0 получим:

(2.19)

Подставляя выражение (2.19) в (2.17), получим

(2.20)

По Стодола - Майзелю коэффициент нерабочего режима определим по формуле:

(2.21)

знак минус вследствие отрицательного направления окружной скорости.

Определим коэффициент, учитывающий конечное число лопаток

(2.22)

Рассчитаем активный радиус r_a по формуле:

(2.23)

Определим теоретическую подачу Q_k:

. (2.24)

где - объемный КПД насоса. Принимаем = 0,98.

Определяем поправочный коэффициент :

(2.25)

Рассчитаем коэффициент нерабочего режима i:

(2.26)

Определяем меридиональную скорость

(2.27)

Угловая скорость колеса:

(2.28)

Рассчитаем теоретический напор :

21.96125 м. (2.29)

Определим радиус колеса на выходе :

(2.30)

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного:м.

2.10 Выбор диаметра входного патрубка Dвх..п.

Размер патрубка насоса на входе D_вх..п выбирается из стандартного ряда размеров патрубков большим, чем D₀. Проходная площадь входного патрубка на 2030% больше площади горловины рабочего колеса. При этом, если, то



3. Построение меридионального сечения рабочего колеса

Из предварительного расчета установлены следующие основные размеры колеса: D₂, в₂, D₁, а также угол _л2, количество z и толщины ₁ и ₂ соответственно на входе и выходе.

Очертание стенок в меридиональном сечении находят методом последовательных приближений. В начале контуры стенок намечаем предварительно «на глаз» - принимаем меридиональное сечение со стенками расположенными под углом к средней линии и наносим среднюю линию канала, соединяя плавной кривой центры нескольких вписанных окружностей. Отмечаем точки, соответствующие входу т. А и выходу из колеса т. Затем подсчитываем площади на входе F_А и на выходе F₀. На всем протяжении канала строим несколько нормалей к крайним линиям тока, подсчитываем проходные площади в колесе по каждой нормали и также наносим соответствующие точки на график.

Подсчет проходных площадей производится по формулам:

- на входе F_A= = м²;

- на выходе F₀= ·D₂·в₂=3,14·0,038·0,0045=5.37·10^-4 м²;

- промежуточные площади ,

где - длина нормали;

АВ - длина хорды, стягивающей нормаль;

d₀ - диаметр вписанной окружности.

Составляем таблицу и рисуем график проходных сечений. В таблицу входят:

1. l_i - длина средней линии, от входа в канал до центра тяжести рассматриваемой нормали;

2. r_ц.т. - расстояние центра тяжести рассматриваемой нормали до оси колеса;

3. F_i -проходная площадь сечения.

Изменение длины средней линии, расстояния центра тяжести и проходной площади сечений проточной части представлена в таблице 1.

Таблица 1

№	AB	d0	lнормали	r цт	F
1	11,0000	11,0000	11,0000	6,5000	449,248
2	10,9195	10,8394	10,8928	6,54	447,61
3	10,4352	10,5606	10,4770	6,8800	452,90
4	9,7095	9,7751	9,7314	7,61	465,31
5	8,7912	8,9819	8,8548	8,69	483,48
6	7,7075	8,1036	7,8395	10,06	495,53
7	7,0019	7,0054	7,0031	11,6600	513,06
8	6,1266	6,2836	6,1789	13,42	521,01
9	5,4703	5,3897	5,4434	15,3100	523,63
10	4,9984	4,7272	4,9080	17,1200	527,94
11	4,5000	4,5000	4,5000	19,0000	537,21

Рис. 3.1



4. Построение меридионального сечения направляющего аппарата

Построение меридионального сечения направляющего аппарата производится аналогично построению меридионального сечения рабочего колеса, с добавлением переходного канала, при этом направляющий аппарат приобретает S-образный отвод.

Таблица 2

	AB	d0	lнормали	r цт	F
1	4,2432	4,2489	4,2451	22,1300	590,2680
2	4,3722	4,3760	4,3735	21,73	597,13
3	4,4654	4,4673	4,4660	20,5900	577,77
4	4,5000	4,5000	4,5000	19	537,21
5	4,9984	4,7272	4,9080	17,12	527,94
6	5,4703	5,3897	5,4434	15,31	523,63
7	6,1266	6,2836	6,1789	13,4200	521,01
8	7,0019	7,0054	7,0031	11,66	513,06
9	7,7075	8,1036	7,8395	10,0600	495,53
10	8,7912	8,9819	8,8548	8,6900	483,48
11	9,7095	9,7751	9,7314	7,6100	465,31
12	10,44	10,56	10,48	6,88	452,90
13	10,9195	10,8394	10,8928	6,54	447,6073
14	11,0000	11,0000	11,0000	6,5000	449,2477

Рис. 3.2

5. Компоновка насоса

5.1 Уточняющие расчеты

5.1.1 Расчет утечек в щелевых уплотнениях

Выбираем размеры щелевого уплотнения на ведомом диске рабочего колеса:

диаметр уплотнения D_у определяется диаметром D_вх., толщиной обода рабочего колеса и толщиной напрессованного защитного кольца,

D_вх = 0,016 м;

осевая длина уплотняющей щели С, выбираем ее максимально возможной, исходя из конструктивных соображений, С = 0,0015 м;

радиальный зазор в щели выбираем минимальным по формуле:

м,

но не менее 0,2 мм, следовательно, =0,0002 м.

Расчет расхода утечек q производится по формуле:

,

где Н_у - перепад напоров на уплотнении, - коэффициент расхода щелевого уплотнения.

Перепад напоров на уплотнении (напор утечки) определяется как разность между потенциальной частью напора ступени и падением давления по радиусу из-за вращения жидкости в пазухе между диском колеса и кожухом насоса. Если величина утечки настолько мала, что не влияет на распределение давления в пазухе, и если шероховатость поверхностей диска и корпуса, а также их площади одинаковы, то можно считать скорость жидкости, вращающейся в пазухе, равной половине угловой скорости колеса. В этом случае перепад напоров на уплотнении:

,

где м - теоретический напор;

- окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса;

м/с

- переносная скорость на выходе из рабочего колеса.

Получим:

м/с.

Тогда

м.

Коэффициент расхода щелевого уплотнения - подбираем в пределах 0,45…0,6. Примем = 0,5.

Таким образом:



м³/с.

Осевая слагающая среднерасходной скорости потока в щели:

м/с.

Гидравлический диаметр щели D_гщ= = 0,0002 м.

м/с

,

где = 0,015·10^-4 м²/с при t = 20^о.

Определяем коэффициент сопротивления трения для трубопроводов при турбулентном течении по формуле А. Д. Альтшуля:

,

где - величина эквивалентной шероховатости щели:

=.

Коэффициент сопротивления трения в щели:

,

Уточняем коэффициент щелевого уплотнения:

.

Коэффициенты сопротивления на входе и на выходе равны:

; .

Найдем погрешность

Так как погрешность выбора коэффициента расхода µ мала, то принимают рассчитанное выше значение расхода утечек через первое уплотнение q.

Таким образом:

м³/с.

Уточняем объемный КПД:

.

Следовательно, выбранные значения и коэффициенты удовлетворяют нашим условиям.

5.1.2 Расчет усилий на роторе

На ротор действуют осевые и радиальные силы, которые определяют нагрузку на опоры, деформируют вал, вызывают дополнительные нагрузки на валу.

Определим осевое усилие на рабочем колесе. Осевое усилие R_x на рабочем колесе центробежного насоса является результирующим двух составляющих: осевого усилия R_x1, возникающего от действия разности давлений на поверхности рабочего колеса; осевого усилия R_x2, возникающего от изменения количества движения при перестройке потока от осевого в радиальное:

R_x= R_x1- R_x2

При определении осевого усилия R_x1 предполагается, что жидкость между рабочим колесом и корпусом вращается с угловой скоростью щ/2. Тогда R_x1 подсчитывается по формуле:

Н.

Положительный знак говорит о том, что сила R_x1 направлена в сторону входа.

Всасывающая сила:



где v₁ - скорость потока на входе(была найдена раннее);

k - коэффициент, зависящий от коэффициента быстроходности, k = 0,7…1,0;

принимаем k = 0,8,

Н.

Получим:

Н.

Радиальное усилие возникает за счет вращения R_p, за счет дисбаланса G_дб и за счет веса G.

Сила R_p может быть подсчитана по формуле для максимального значения, при отношении расходов Q/Q_опт=0:

Где K_p=0,3…0,4, принимаем K_p=0,4;

Н.

Определим усилия, возникающие от дисбаланса и веса.

Вес рабочего колеса (материал - сталь):

Н.

Усилие от дисбаланса рабочего колеса R_дб.рк:

Н,

Где е - удельная остаточная неуравновешенность, е=2·10^-6 м.

Суммарное радиальное усилие на рабочем колесе:

Н.

5.2 Расчет реакций в подшипниковых опорах

Выбираем расчетную схему вала.

R_РК=6,536 Н, R_x=22,173 H, L=0,0122 м, L₁=0,0643 м, L₂=0,1705 м.

Рис. 5.1 Расчетная схема вала

Составляем систему уравнений статического равновесия:

; ; ;

Находим значение моментов для различных сечений на валу:

Сечение 1:

Рис. 5.2

?М = 0;

M_z + R_РК ·x₁ =0,

M_z = - R_РК ·x₁ = - 6,536·x₁ H·м.

При x₁=0, M_z=0;

x₁=0,0135 м, M_z=-0,08 H·м.

Сечение 2:

Рис. 5.3

?М = 0;

M_z + R_РК · (L+x₂) + R_РК · x₂ = 0,

M_z = - R_РК · (L+x₂) - R_РК ·x₂.

При x₂=0, M_z=-0,08 H·м;

x₂=0,0582 м, M_z=-0,921 Н·м.

Сечение 3:

Рис. 5.4

?М = 0;

M_z +Yd ·x₃ =0,

M_z = - Yd ·x₃ = -5,404 ·x₁ H·м.

При x₁=0, M_z=0;

x₁=0,1705 м, M_z=-0,921 H·м.

Строим эпюру изгибающего момента M_z, H·м.

Рис. 5.5

Таким образом, опора в точке С является более нагруженной и дальнейшие расчеты будем проводить для нее. Максимальный крутящий момент возникает в точке С - самое опасное сечение. При расчете на прочность будем опираться на М_изг и диаметр в этой точке.

5.2 Расчет вала на прочность

Примем диаметр вала d=0,01 м, изготовленный из нержавеющей стали стали ТТ7К12.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

,

Предел прочности материала вала - _Т = 1900 МПа, n = 2 - запас прочности

.

Из формулы эквивалентной нагрузки определяем нагрузку:

МПа,

.

Получили запаса прочности, удовлетворяющий требованиям, следовательно, диаметр вала удовлетворяет действующим на него нагрузкам. Условия прочности выполняются.

5.3 Расчет вала на жесткость

Условие жесткости:

Y_А<[] =0,2·10^-3 м.

Найдем прогиб вала в точке A:

,

где с=0,0717 - длина консольного участка,

l=0,1705 - расстояние между подшипниками,

Е=2·10¹¹ Па - модуль упругости стали,

I_x -момент инерции сечения,

d=10 мм диаметр в точке A,

=м⁴.

=м.

Таким образом, условие жесткости выполняется.

5.4 Расчет мощности механических потерь в насосе

Механические потери мощности N_м состоят из:

- N_м.подш - потерь мощности в подшипниках,

- N_д - дисковых потерь.

Потери мощности в подшипниках найдем по формуле:

N_м.подш=(2-3%)N_Д=0,02·620,7=12,4Вт,

где N_Д = 620,7 Вт- мощность на валу.

Мощность дисковых потерь:

где k = 120 - постоянная включающая в себя коэффициент трения,

D₂ и B₂ - диаметр и ширина колеса на выходе, м,

b₂ - ширина канала колеса на выходе, м.

Вт.

Таким образом, механические потери мощности в насосе:

N_м = N_м.подш + N_д =12,413 +9,328 =21,741 Вт.

5.5 Уточнение полного КПД насоса

КПД насоса: =_о·_г·_м,

_м - механический КПД насоса,

,

_о=0,898 - объемный КПД насоса,

_г=0,85 - гидравлический КПД насоса;

=_о·_г·_м = 0, 886 · 0,898 ·0,85 = 0,662.



6. Профилирование цилиндрических лопаток рабочего колеса

Профилирование лопатки начинается с того, что задается расположение входной кромки лопатки. Далее определяем углы входа. Определение углов входа производится для средней линии тока.

Определим меридиональную скорость на входе в лопатку:

,

где F₁=0,0001508 м² - площадь проходного сечения меридионального сечения, соответствующая передней кромке лопатки.

м/с.

Определяем окружную скорость:

м/с,

где D₁=0,013 м - диаметр входа в лопатку.

Находим угол направления относительной скорости '₁:

.

Определив угол '₁, задаемся углом лопасти _Л1, заведомо большим '₁: принимаем _Л1=30°.

Определяем коэффициент стеснения потока лопатками на входе:

,

где t₁ - шаг между лопастями на входе,

м,

м,

.

Находим угол ₁ с учетом стеснения потока лопатками:

.

Определяем угол атаки

= _Л1 - ₁= 30⁰ - 25,87=4,82⁰.

Определим меридиональную скорость v_M1 на входе в лопатку с учетом стеснения потока лопатками:

м/с.

Определяем относительную скорость W_л1 на входе в лопатку:



м/с.

Угол направления относительной скорости _л2=30⁰. Определяем коэффициент стеснения потока лопастями на выходе:

,

,

.

Определим меридиональную скорость v_M2 на выходе из лопатки с учетом стеснения потока лопатками:

м/с,

Следовательно

м/с

Определяем относительную скорость W_Л2 на выходе из рабочего колеса:

м/с.

Строим зависимости

v_M = f(r), W = f(r), = f(r),

где r, мм - текущий радиус центра тяжести нормали.

Графики зависимостей представлены ниже.

Рис. 6.1

Рис. 6.2



Рис. 6.3

Составим таблицу 3, в которую входят:

r, мм - текущий радиус центра тяжести нормали;

F, м² - проходная площадь;

V_M, м/с - меридиональная скорость;

W, м/с - относительная скорость, определяем графически (см. рис. 6.2);

, м - текущая толщина лопатки, определяем графически (см. рис. 6.2);

t, м - шаг между лопатками, ;

_л, град - текущий угол лопатки, ;

B_i - подынтегральная функция, ;

B_i+1 - последующее значение подынтегральной функции;

(B_i+ B_i+1)/2 - среднее арифметическое значение;

, град - приращение центрального угла, ;

_к, град - угол поворота, .

Необходимые данные для построения средней линии контура лопатки рабочего колеса:

Таблица 3

r*10-3, м	L*10-3, м	F*10-6, м2	Vm, м/с	U, м/с	у*10-3, м	t, м3	W, м/с	вл, град	Bi	B(i+1)	Дц, град	цi, град
6,7	3,56	149,67	4,55	11,23	1,0	0,007	10,60	30,0	258,5	305,4	10,2	0
7,3	3,59	165,18	4,12	12,28	1,1	0,008	10,10	24,1	305,4	288,3	10,7	10,2
8,0	3,55	177,44	3,83	13,34	1,2	0,008	9,60	23,5	288,3	270,0	10,1	20,9
8,6	3,5	188,90	3,60	14,39	1,2	0,009	9,09	23,3	270,0	255,7	9,5	31,0
9,2	3,5	202,76	3,36	15,45	1,2	0,010	8,59	23,0	255,7	241,0	9,0	40,5
9,9	3,5	216,61	3,14	16,50	1,2	0,010	8,09	22,8	241,0	226,0	8,4	49,4
10,5	3,5	230,47	2,95	17,56	1,1	0,011	7,59	22,9	226,0	210,6	7,9	57,8
11,1	3,5	244,32	2,78	18,61	1,0	0,012	7,09	23,1	210,6	195,0	7,3	65,7
11,7	3,5	258,18	2,64	19,67	0,9	0,012	6,58	23,6	195,0	179,2	6,8	73,0
12,4	3,5	272,03	2,50	20,73	0,7	0,013	6,08	24,3	179,2	147,2	5,9	79,8
13,0	3,5	285,88	2,38	21,78	0,5	0,014	5,58	27,6	147,2	0,0	2,7	85,7

7. Профилирование цилиндрических лопаток направляющего аппарата

Профилирование лопатки начинается с того, что задается расположение входной кромки лопатки. Далее определяем углы входа. Определение углов входа производится для средней линии тока.

Определим меридиональную скорость на входе в лопатку:

, м/с

Примем допущение, что циркуляция жидкости Г₂ на входе в направляющий аппарат равен циркуляции жидкости на входе в лопатки Г₂, тогда получим выражение:

.

Из полученного выражения получим формулу для нахождения тангенциальной составляющей скорости:

м/с.

Зная тангенциальную составляющую скорость можно найти угол наклона лопаток на входе:

.

Приняв значения угла атаки =1, определим угол наклона лопатки на входе _л3

.

Далее проведем касательную AB к окружности диаметром D_вх=14,26*10^-3 м с углом . Продленные до взаимного пересечения в некоторой точке B, входной и выходной участки сечений именуются плечами каркаса. Округление каркаса плавной кривой производится после построения каркаса гиперболой, построение которой изображено на рис. 6.4. Таким образом строится средняя линия контура лопатки направляющего аппарата:

Рис. 6.4

Строим зависимость = f(r),

где r, мм - текущий радиус центра тяжести нормали.

Рис. 6.5

Составим таблицу 4, в которую входят:

r, мм - текущий радиус центра тяжести нормали;

, м - текущая толщина лопатки, определяем графически (см. рис. 6.5);

Таблица 4

№	r, м	у, м
1	0,015	0,0005
2	0,0142	0,0005
3	0,0134	0,0007
4	0,0126	0,0009
5	0,0118	0,001
6	0,011	0,0011
7	0,0102	0,0012
8	0,0094	0,0012
9	0,0086	0,0012
10	0,0078	0,0011
11	0,007	0,001



Список использованной литературы

1. Еникеев Г.Г. Проектирование лопастных насосов: Учебное пособие / Г.Г. Еникеев; Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. Уфа: УГАТУ, 2008. 108 с.

2. Каталог фирмы «Grundfos».

3. Стандарт ВУЗа УГАТУ 016-2014.

4. Пфлейдерер К. Лопастные машины для жидкостей и газов: 4-е переработанное издание, М.: Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы, 1960. 685 с.

5. ОСТ 1.00086-73 Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные.

Размещено на Allbest.ru

...