Расчет центробежного водяного насоса консольного типа

Размещено на http://allbest.ru

Министерство образования и науки РФ

ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина

Кафедра теплоэнергетики и теплотехники

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

на тему: «Расчет центробежного водяного насоса консольного типа»

г. Екатеринбург

2015 г.



1. Исходные данные

Исходными данными для проектирования являются (Табл. 1):

Таблица 1 Исходные данные

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

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

Таблица 2 Результаты расчета

№ п/п	Наименование	Обозн.	Ед. измер.	Знач.
1	Тип насоса	К, КМ	-	-
2	Объемный КПД насоса	об	%
3	Гидравлический КПД насоса	Г	%
4	Общий КПД насоса		%
5	Мощность на валу агрегата	N	кВт
6	Число оборотов	n	об/мин
7	Коэффициент быстроходности	ns	-
	Геометрия проточной части агрегата:
8	Диаметр просвета колеса на входе	D0	мм
9	Диаметр входа на лопатки колеса	D1	мм
10	Отношение диаметров просвета и входа	D0/D1	-
11	Диаметр ступицы колеса	Dст	мм
12	Длина ступицы колеса	Lст	мм
13	Диаметр вала	Dв	мм
14	Диаметр колеса	D2	мм
15	Отношение диаметров выхода и входа (модуль колеса)	D2/D1	-
16	Угол установки лопатки на входе	1л	град
17	Угол установки лопатки на выходе	2л	град
18	Ширина колеса на входе	b1	мм
19	Ширина колеса на выходе	b2	мм
20	Число лопаток колеса	z	-
21	Коэффициент стеснения входного сечения		-
	Элементы треугольника скоростей на входе в рабочее колесо:
22	Скорость входа в рабочее колесо	С1	м/с
23	Окружная скорость	U1	м/с
24	Относительная скорость потока	1	м/с
25	Угол входа потока на лопатки колеса	1	град
	Элементы треугольника скоростей на выходе из рабочего колеса:
26	Скорость выхода из рабочего колеса	С2	м/с
27	Окружная скорость	U2	м/с
28	Относительная скорость потока	2	м/с
29	Закрутка потока	С2u	м/с
30	Угол выхода потока из колеса	2	град



2. Гидравлический расчет [3]

2.1 Определение числа оборотов колеса

Расчет насоса начинают с определения предельного числа оборотов n_max, выше которого кавитация неизбежна при параметрах проектного задания:

, об/мин(1.1)

Здесь C(n_s) =900 1500 - кавитационный коэффициент быстроходности насоса.

Рабочее число оборотов насоса n выбирается из стандартного ряда, из значений, характерных для насосов данного типа. Для центробежных водяных насосов консольного типа характерны значения 1450 и 2900 об/мин.

2.2 Расчет удельного числа оборотов

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

(1.2)

Консольные насосы относятся к одноступенчатым насосам (i = 1).

При оптимизации конструкции необходимо учитывать, что:

а) гидравлический и полный КПД центробежного насоса достигает своего максимального значения при n_s =80 150;

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

2.3 Определение коэффициента полезного действия и мощности насоса

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

Общий (полный) КПД насоса равен:

= _{о г мех}, %,(1.3)

где , % - объемный КПД насоса, учитывающий объемные потери (утечки) в насосе (_о = 0,85 0,98); _Г - гидравлический КПД, учитывающий потери насоса вследствие гидравлического трения, ударов и вихреобразования в проточной части (з_г = 0,8 0,95):

, %,(1.4)

где D_1п - приведенный диаметр рабочего колеса на входе.

, мм.(1.5)



Механический КПД насосов з_мех 0,9ч 0,96.

Мощность на валу насоса:

, кВт (1.6)

2.4 Определение входных размеров колеса

К входным размерам колеса относятся диаметр вала D_в, диаметр ступицы D_ст, диаметр всасывающего отверстия (диаметр просвета) D₀ 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:

мм, (1.7)

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

Для стальных валов [] = 120 200 кг/см².

Диаметр ступицы колеса:

D_ст=(1,6 2,0)D_в, мм. (1.8)



Длина ступицы колеса:

L_ст=1,4D_ст , мм. (1.9)

Диаметр входа на рабочие лопатки:

, мм. (1.10)

Диаметр просвета колеса на входе определяется по формуле:

D₀ = (1,0 1,25)D_1, мм. (1.11)

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

Окружная скорость определяется по формуле:

, м/с. (1.11)

Скорость входа в рабочее колесо определяется по формуле:

, м/с. (1.12)

Полагая вход потока в колесо радиальным (₁=90⁰ и С₀=С₁=С_1r), определим из входного треугольника угол входа потока на лопасти колеса



, град. (1.13)

Угол ₁ обычно лежит в пределах 1530⁰.

Относительная скорость определяется по формуле:

, м/с. (1.14)

По полученным значениям U₁, C₁, W₁ строим входной треугольник скоростей.

Рис. 1. Треугольник скоростей при входе потока в каналы рабочего колеса

2.6 Определение элементов треугольника скоростей на выходе потока из рабочего колеса

Угол выхода потока существенно зависит от быстроходности - удельного числа оборотов n_s.

sinв₂ = k sinв₁. (1.15)



Значения коэффициента k(n_s) принимаются по таблице 7:

Таблица 7 Зависимость коэффициента k от удельного числа оборотов n_s

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:

, м/с, (1.16)

где С_2r = C_1r = C₀.

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

, м/с.(1.17)

Абсолютная скорость выхода определяется по формуле:

, м/с. (1.18)

Относительная скорость выхода определяется по формуле:

, м/с. (1.19)

По полученным значениям U₂, С_2r, W₂ строим треугольник скоростей на выходе потока из рабочего колеса.



Рис. 2. Треугольник скоростей при выходе потока из рабочего колеса

2.7 Определение конструктивных размеров рабочего колеса

Входные размеры были определены ранее.

Определяем диаметр рабочего колеса на выходе:

, мм. (1.20)

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

(1.21)

Ширина лопасти на входе определяется по формуле:

, мм, (1.22)



где ₁ - коэффициент стеснения входного сечения каналов колеса.

Ширина лопасти на выходе определяется по формуле:

, мм, (1.23)

Диаметр просвета колеса на входе определяется по формуле:

D₀ = (1,0 1,25)D_1, мм. (1.24)

Угол установки лопатки на входе в колесо:

_1л = ₁+₁, град, (1.25)

где ₁ = 0 6 - угол атаки.

Угол установки лопатки на выходе из колеса:

_2л = ₂ + ₂ , град, (1.26)

где ₂ = 2 4 - угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе рабочего канала колеса.

Число рабочих лопаток колеса:

(1.27)



Уточнение принятой величины коэффициента стеснения производится по формуле:

. (1.28)



3. Механический расчет

Для выполнения механического расчета необходимо профилирование элементов проточной части.

3.1 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 направлению.

Рис. 3. Построение средней линии сечения лопасти дугой окружности (АЕ=ЕС, АА_I=рD₂/z).

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. Данная технология является базовой в России при производстве насосного оборудования (колеса, корпуса, ходовая часть, рамы и пр.).

Конструкция лопасти должна обеспечивать расчетные углы входа и выхода потока, минимальное гидравлическое сопротивление канала и прочность. Рабочие лопатки насосных колес чаще всего профилируются по дугам окружности по приведенной на рис. 3.

3.2 Профилирование спирального отвода

Конструкция спирального отвода (Рис.14) позволяет поддерживать скорости в отводе в определенных пределах.

Рис. 4. Конструкция и основные геометрические размеры спирального отвода

гидравлический насос вал скорость двигатель

Выравнивание скоростей в отводе позволяет сократить потери (на удар, трение, вихреобразование и т.д.). Поэтому сечения отвода S, радиусы R и r рассчитываются из условия постоянной расходной скорости c, когда вихреобразование в канале минимально. При этом принимаются следующие размеры канала (Рис. 4):

R₃ = (1,03 1,05)D₂/2, мм; (2.1)

b₃ = b₂ + (0,02 0,05)D₂, мм. (2.2)

Сечения улитки по возможности делают круговыми диаметром d = 2r. Расходная скорость рассчитывается по выражению:

,м/с. (2.3)

Начальный диаметр определяется по формуле:

, мм. (2.4)

Сечения улитки по возможности делают круговыми диаметром d = 2r. Расходная скорость рассчитывается по выражению:

,м/с. (2.3)

Начальный диаметр определяется по формуле:

, мм. (2.4)

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



, мм. (2.5)

Коэффициенты к_с (n_s), к_нач (n_s) определяются по приведенной ниже номограмме (рис. 15):

Рис. 5. Номограмма для расчета k_с и k_нач [4]

Расчет площади сечения спирального отвода производят, задаваясь значениями угловой характеристики ц в интервале 45 ч 315 с шагом 45:

, м². (2.6)

Здесь Q, м³/с; C_с, м/с; ц, град.

Диаметр кругового сечения спирали d рассчитывается по соотношению:



, м. (2.7)

Результаты расчетов сводятся в таблицу 8.

Таблица 8 Характеристики спирального отвода

Угол	Сечение отвода	Диаметр отвода
, град	, м2	, м
45
90
135
180
225
270
315

Следует иметь в виду, что круговое сечение на начальном участке спирали не реализуется, и канал здесь имеет прямоугольное сечение.

3.3 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:

, кг/см², (2.8)

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.

3.4 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:

, кгс/см² (2.9)

где G_л - суммарная масса лопаток, кг; д_д - средняя толщина диска, мм;

n - число оборотов, об/мин.

, кг, (2.10)

где плотность следует принимать с = 7850 кг/м³.

Значения коэффициентов и зависят от параметров e и е:



, (2.11)

, (2.12)

Здесь D_ст = (1,6 ч 2,0)D_в, мм, - диаметр ступицы колеса; D_в, мм - диаметр вала.

k₁ и k₂ определяются графически по номограмме (Рис. 6).

Рис. 6. Номограмма для определения коэффициентов k₁ и k₂ [4]

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



3.5 Уплотнение гидравлической полости

Для уплотнения чаще всего используется контактное сальниковое уплотнение.

При диаметре вала ? 100 мм толщина кольца набивки s_к определяется по формуле:

, мм. (5.13)

Рабочая длина втулки сальника принимается равной 2,5 3,0 от толщины кольца набивки.

Возможно применение торцового уплотнения.

3.6 Уравновешивание осевой силы

При мощности насоса до 10 кВт осевую силу могут воспринимать подшипники электродвигателя. При большей мощности в одноступенчатых насосах применяют разгрузочные отверстия или импеллеры.

3.7 Выбор двигателя

Для привода водяных насосов консольного типа используются асинхронные электродвигатели серии 4А и других серий [7]. 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 =1,1 1,5 выбирается, исходя из величины мощности насоса. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.

В пояснительной записке указывается тип (маркировка) электродвигателя, его мощность, частота вращения и напряжение питания.



Список литературы

1. Нагнетатели и тепловые двигатели /В. М. Черкасский, Н. В. Калинин, Ю. В. Кузнецов, В. И. Субботин. М.:Энергоатомиздат, 1997. 384 с.

2. Малюшенко В. В., Михайлов А. К. /Лопастные насосы. Теория, расчет и конструирование. М.:Машиностроение, 1977. 288 с.

3. Шерстюк А. Н. Насосы, вентиляторы и компрессоры. Учеб. Пособие для втузов. М.: Высшая школа, 1972. 344 с.

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

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

6. Каталог насосов ОАО «Катайский насосный завод (электрон.) http://energoprom.su/catalog/pumps/kataisk/

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

Размещено на Allbest.ru

...