Расчет центробежного насоса

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Введение

Целью курсового проекта является закрепление, обобщение, углубление полученных знаний, приобретение практических навыков по расчету насоса. Курсовой проект включает в себя продольный разрез насоса, а так же построение напорно-расходной характеристики насоса.

1. Расчет одноступенчатого центробежного насоса

1.1 Определение мощности, потребляемой насосом

1.1.1 Находится секундная производительность насоса , м³/с, по формуле

(1)

где Q - часовая производительность насоса. Q=60 м³/ч;

q=0.022

1.1.2 Выбирается частота вращения рабочего колеса. Определяется коэффициент быстроходности

Коэффициент быстроходности определяется по формуле

(2)

где n - частота вращения рабочего колеса. ;

Н - напор развиваемый насосом. ,

Значение коэффициента быстроходности соответствует тихоходному центробежному насосу.

Это значение и соответствующую частоту вращения рабочего колеса принимаем для дальнейших расчетов.

1.1.3 Находится полный к.п.д. насоса по формуле

(3)

где з_о - объёмный к.п.д.;

з_г - гидравлический к.п.д.;

з_м - механический к.п.д.

Частные к.п.д. определяются по следующим эмпирическим формулам

- объёмный к.п.д.

, (4)

- гидравлический к.п.д.

(5)

где - эквивалентный диаметр входа в рабочее колесо, мм, который определяется по формуле

(6)

Тогда

- механический к.п.д. определяется по формуле

(7)

где з_мт - механический к.п.д., учитывающий потери энергии на трение в подшипниках и сальнике. з_мт =0,97;

з_мв - внутренний механический к.п.д., учитывающий трение жидкости в водяном зазоре между рабочим колесом и корпусом насоса. Он находится по формуле

, (8)

тогда

Тогда полный к.п.д. насоса

1.1.4 Находится мощность, потребляемая насосом N, кВт, по формуле

, (9)

,

1.2 Расчет окружности входа рабочего колеса

1.2.1 Определяется крутящий момент на валу рабочего колеса по формуле

, (10)

,

Нм.

1.2.2 Находится наименьший диаметр вала , м, по условию прочности на кручение

(11)

где [ф] - допускаемое напряжение на кручение можно принимать. [ф] = 15Па.

Полученное значение округляется до ближайшего большего значения по ГОСТ на рекомендуемый ряд размеров, кратный 2, 5, 10: м.

1.2.3 Принимается диаметр ступицы (втулки) рабочего колеса по конструктивным соотношениям

, (12)

м.

1.2.4 Определяется диаметр подходной горловины рабочего колеса по формуле

(13)

где - скорость при подходе жидкости к рабочему колесу, м/с, её находят по формуле С.С. Руднева

, (14)

,

Отсюда

(15)

1.2.5 Принимается диаметр окружности входа D₁ = D₀ = 0,09 м.

1.2.6 Определяется ширина лопатки на входе по формуле

(16)

где - радиальная составляющая абсолютной скорости на входе. При отсутствии направляющего аппарата на входе б = 90є и, м/с;

- абсолютная скорость на входе для получения экономичного насоса принимается равной ;

k₁ - коэффициент стеснения прохода на входе в рабочее колесо. .

1.2.7 Находится окружная скорость на входе

, (17)

,

1.2.8 Определяется расчетное значение угла из треугольника скоростей на входе

При б = 90є он будет равен

, (18)

,

.

1.2.9 Конструктивный угол в₁ будет больше в₁^расч на величину угла атаки Дв₁ = 4.7є, который учитывает закрутку потока жидкости при подходе к колесу. Таким образом

(19)

.

Значение угла в₁=20⁰ лежит в допустимых пределах 15є ч 30є.

1.3 Расчет окружности выхода рабочего колеса

1.3.1 Находится необходимая окружная скорость на выходе для достижения заданного напора насоса по формуле

(20)

где - радиальная составляющая на абсолютной скорости на выходе, м/с.

Для достижения высокого к.п.д. насоса принимается равной

; (21)

K - коэффициент потерь на циркуляцию жидкости в межлопаточном канале.

. В последствии, он будет уточнён;

1.3.2 Определяется диаметр рабочего колеса на выходе D₂ по окружной скорости на выходе u₂

, (22)

.

1.3.3 Находится ширина лопатки на выходе по формуле

(23)

где k₂ - коэффициент стеснения на выходе рабочего колеса. k₂ = 0,9;

1.3.4 Количество лопаток z рабочего колеса находится по формуле

(24)

.

1.3.5 Вычисляется коэффициент потерь на циркуляцию K по формуле К. Пфлейдерера

(25)

где ц - коэффициент, определяемый по формуле

, (26)

R₁ и R₂ - радиусы входной и выходной окружностей колеса.



Так как полученное значение отличается от значения, принятого в п. 1.3.1 на 0,02, то повторный расчет окружности входа не требуется.

2. Расчет основных размеров контура отводного канала корпуса

1 По ранее определенному значению коэффициента быстроходности n_s с графика снимаются значения коэффициентов K_н = 1,025 и K_с = 0,48.(приложение 1)

2 Определяется радиус внутренней окружности корпуса по формуле

, (27)

3 Выбрав необходимый масштаб из центра О (рис. 2) радиусами R₂ и R₃ проводятся две окружности.

4 Окружность корпуса разбивается на 12 равных частей и через каждые 30^є проводятся радиальные лучи, обозначив их номерами от начала улитки 0; 1; 2; ...; 12.

5 Определяется средняя скорость протекания жидкости в сечении улитки по формуле

, (28)

,

.

6 Определяется расход через каждое сечение по формуле

, (29)

где q_i - секундная производительность рассматриваемого сечения (первого, второго и т.д.), ;

ц_i - угол положения сечения от начала улитки. Для первого сечения ц₁ = 30є, для второго ц₁ = 60є и т.д.

7 Определяется площадь каждого сечения

(30)

8 Определяется радиус каждого сечения

(31)

9 Результаты расчетов по п. 2.1.6, 2.1.7, 2.1.8 сводятся в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 - Расчет отводного канала корпуса

№ сечения	Угол сечения цi, град.	Расход по сечению qi, м3/с	Площадь сечения fi, м2	Радиус сечения ri, м
1	30	0,002	0,00013	0,0064
2	60	0,0036	0,000246	0,0088
3	90	0,0055	0,00038	0,0109
4	120	0,0073	0,0005	0,0126
5	150	0,0091	0,00062	0,014
6	180	0,011	0,00075	0,0154
7	210	0,0128	0,00088	0,0167
8	240	0,015	0,00102	0,0180
9	270	0,0165	0,0011	0,0187
10	300	0,0183	0,0013	0,0203
11	330	0,0201	0,0014	0,0211
12	360	0,022	0,0015	0,0218

10 На каждом луче касательно к окружности радиуса R₃ проводятся окружности сечений соответствующими радиусами r_i.

11 С помощью лекала проводится кривая, огибающая окружности сечений, которая является контуром отводного канала.

12 Для построения диффузорной части отводного канала определяется диаметр нагнетательного патрубка (на выходе из диффузора) d_н и длину диффузора L_д по формуле

(32)

(33)

где - скорость в нагнетательном патрубке. м/ с;

И - угол конусности диффузора. .

3. Расчет максимальной вакуумметрической высоты всасывания

Максимальный вакуумметрическая высота всасывания или максимальный напор всасывания центробежного насоса определяется по формуле

(34)

где P_a - атмосферное давление. Па;

с - плотность пресной воды. кг/м³;

ц - коэффициент запаса.

Д h_кр - критический кавитационный запас, м.в.ст., определяемый по формуле С. С. Руднева;

(35)

где C - кавитационный коэффициент быстроходности, зависящий от коэффициента быстроходности n_s. .

Тогда

4. Расчет на прочность основных элементов центробежного насоса

При проектировании насосов, обычно, основные размеры деталей определяются в ходе гидравлического расчета, а размеры, характеризующие прочность элементов насоса, принимаются конструктивно, исходя из технологических возможностей производства и желание снизить материалоёмкость насоса. Для назначения конструктивных размеров нужно пользоваться данными прототипов. В этом случае расчет элементов насоса имеет проверочный характер. В курсовом проекте производится расчёт вала рабочего колеса, шпоночного соединения, рабочего колеса, корпуса насоса, болтов, соединяющих корпус насоса и расчеты, необходимые для выбора подшипников и муфты.

4.1 Расчет вала

При работе насоса вал подвергается действию различных нагрузок (сил, изгибающих и крутящих моментов), поэтому он рассчитывается на статическую прочность, на выносливость и на жесткость.

Расположение нагрузок неравномерно по длине вала и направление их действий лежит, как правило, не в одной (вертикальной) плоскости. Поэтому, при проектировании насосов строят эпюры сил, распределенных нагрузок и моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и проверку осуществляют в нескольких сечениях по длине вала.

Проверочный расчет производится для одного опасного сечения вала, которым является у консольного насоса сечение в подшипнике, ближнему к рабочему колесу.

4.1.1 Расчет внешних нагрузок

Осевое усилие определяется по формуле

(36)

где P_ОС - осевое усилие, Н;

P_ОС1 - сила, действующая на диск колеса, Н;

P_ОС2 - сила, действующая на торец вала, Н;

P_ОС3 - сила, обусловленная давлением потока всасываемой жидкости на

колесо, Н;

Составляющие осевого усилия определяются по следующим формулам

(37)

(38)

(39)

Тогда

Направление действия осевого усилия - в сторону всасывающего патрубка.

При работе центробежного насоса на рабочее колесо действует радиальное усилие, обусловленное различным значением давления вдоль отливного канала. Величина и направление радиальной силы различны и зависят от режима работы насоса, его эксплуатационной производительность.

Значение радиальной силы в режиме повышенной производительности определяется по формуле

, (40)

где k - коэффициент для максимального значения радиальной силы. ;

- ширина колеса на выходе;

Ширина колеса на выходе определяется как

(41)

где - толщина дисков колеса, м. ;

Направление действия радиального усилия определяется углом (см. рисунок) .



В дальнейших расчетах для определения направления радиального усилия, необходимо учитывать ориентацию отливного канала. Обычно у консольных насосов он своим выходом направлен вверх.

Усилие от массы рабочего колеса находится по формуле

(42)

где V_K - объем материала рабочего колеса, м³ .

Для определения V_K можно воспользоваться приближенным методом, в котором сложной конфигурации объемы заменяются простыми геометрическими формами. Для консольного насоса вычисление объема колеса можно представить следующим образом (см. рисунок) :



(43)

где V_K1 - объем описанный ступицей,;

V_K2 - объем диска колеса, ;

V_K3 - объем покровного диска, ;

V_K4 - объем лопаток рабочего колеса, ;

- объем посадочного отверстия ступицы, ;

(44)

Длину ступицы можно принять м,

,

 (45)

(46)

где - коэффициент, учитывающий конусность покровного диска, определяемый по следующим формулам;

.

,

(47)

где д₃ - толщина лопатки, ;

(48)

(49)

.

,

.

Определяем усилие от массы рабочего колеса:

(50)

Усилие от массы полумуфты определяется по формуле

(51)

где m - масса полумуфты, кг, определяется при выборе муфты. Муфта выбирается по диаметру вала и крутящему моменту;

Масса колеса определяется как

, (52)

где - плотность перекачиваемой среды, ;

(53)

(54)

(55)

Изгибающий момент (пара сил) от остаточной неуравновешенности колеса M_Ц для колес массой меньше 10 кг и до 3000 об/мин равен нулю, поэтому в дальнейших расчетах его можно не использовать, ввиду малого влияния на прочность вала.

4.1.2 Расчёт статической прочности вала

Расчётная схема вала может быть представлена как неразрезная балка переменного сечения, лежащая на двух опорах и нагруженная системой внешних нагрузок. Подшипник можно принять как шарнирные жёсткие опоры. За геометрическую точку шарнира принимается середина подшипника качения и 0,5 · d_n. Влияние сальников как опор не учитывается.

При конструировании насоса иногда вместо одного подшипника на опоре ставят два подшипника рядом (сдвоенный подшипник).



P-нагрузка от массы колеса,

P-нагрузка от массы полумуфты,

(56)

где ц - угол действия радиального усилия равный 300⁰ ;

Р_{рад z}-проекция радиальной нагрузки Р_рад на вертикальную плоскость (z) определяется по выражениям

Проекция радиальной нагрузки на горизонтальную плоскость (y) определяется по выражению

, (57)

R_az, R_ay, R_bz, R_by - реакции опор А и В на вертикальную (z) и горизонтальную (y) плоскости, Н;

l₁, l₂, l₃ - длины участков балки (вала), м.Принимаем l₁ =0,135,l₂=0,125 ,a l₃=0,65.

P_к - нагрузка от массы колеса, Н;

Р_м - нагрузка от массы полумуфты, Н;

Реакции опор определяются по уравнениям статики

(58)

(59)

(60)

(61)

Результирующие реакции опор определяются по теореме Пифагора

(62)

(63)

Изгибающий момент в опасном сечении определяется как

(64)

(65)

Полный изгибающий момент

(66)

Определяются нормальные рабочие напряжения в опасном сечении по выражению

(67)

где d_оп - диаметр опасного сечения вала, d_оп = d_в=0,05мм;

Определяются рабочие касательные напряжения в опасном сечении вала

(68)

Находятся предельно допустимые значения напряжений в опасном сечении

(69)

(70)

где у_п ,ф_п - предельно допустимые нормальные и касательные напряжения, МПа;

у_Т, ф_Т - пределы текучести материала вала по нормальным и касательным напряжениям, Па. у_Т=280МПа, ф_Т =0,5 у_Т ;

е - коэффициент, учитывающий влияние характерных размеров (диаметра) вала на его прочность е=0,2;

(71)

Величина предела текучести по нормальным напряжениям для у_т рекомендуемых сталей, Ст-5 на изготовление вала следующее у_т = 280 МПа, у_В= 550 МПа.

Рассчитываются коэффициенты запаса статической прочности в опасном сечении от действия нормальных сил

(72)

от действия касательных напряжений

(73)

от совместного действия нормальных и касательных напряжений

(74)

Проверяется выполнение условий прочности, при котором

;

где n_ф - допустимое значение коэффициента запаса статической прочности, зависящее от пластичности материала, принимаем n_ф = 1.

Условие прочности выполняется.

4.1.3 Расчёт вала на выносливость

Расчётные нагрузки представляются следующим:

Массы рабочего колеса и полумуфты, радиальная нагрузка на колесо постоянные по величине и направлению, они вызывают переменные нормальные напряжения в валу, изменяющиеся по симметричному циклу;

Изгибающий момент центробежных сил дисбаланса рабочего колеса и осевое усилие - неизменные в системе координат связанной с валом, вызывают в нём постоянные нормальные напряжения;

крутящий момент, вызывающий касательные напряжения в сечении вала переменной величины из-за пульсирующего силового воздействия потока перекачиваемой жидкости на рабочее колесо.

Определяется изгибающий момент М_а, Нм, вызывающий касательные напряжения по формуле

 (75)

где M'_ИЗ.Z - изгибающий момент от постоянных по направлению нагрузок, действующих в вертикальной плоскости, определяется по формуле

(76)

(77)

Определяется амплитудное значение цикла изменения нормальных напряжений по следующей зависимости

(78)

Определяется величина постоянной составляющей цикла изменения нормальных напряжений у_т по формуле

(79)

Определяется величина переменной составляющей цикла изменения касательных напряжений ф_А по нижеприведённой формуле

(80)

Определяются пределы выносливости гладких полированных валов из углеродистой стали по формуле

(81)

(82)

где у_-1 - предел выносливости по нормальным напряжениям;

ф_-1 - предел выносливости по касательным напряжениям.

Определяются допустимые пределы усталостной прочности по формулам

, (83) (84)

где [K_у], [K_ф] - допустимые коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в опасных

сечениях, определяемые по формулам

(85) (86)

где K_у , K_ф - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных

напряжений в расчётном сечении, которые зависят от геометрии опасного

сечения и предела прочности материала. K_у = 1,6, K_ф = 1,37;

е_у , е_ф - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров (диаметров) вала

на его выносливость. е_у = 0,8, е_ф = 0,68 ;

в - коэффициент, характеризующий влияние окружающей среды и чистоты

поверхности вала для пресной воды. в = 0,85;

Тогда допустимые пределы усталостной прочности

Рассчитываются коэффициенты запаса усталостной прочности в опасном сечении по формулам

(87)

где [Ш_у] и [Ш_ф] - допустимые значения коэффициентов влияния асимметрии цикла определяемые по нижеприведённым зависимостям

(88) (89)

Ш_у , Ш_ф - коэффициенты влияния асимметрии цикла. Ш_у = 0,05 и Ш_ф =0;

Тогда коэффициенты запаса усталостной прочности в опасном сечении:

Проверяется выполнение условий усталостной прочности

; ;

где n^min_уп - допустимое значение коэффициента усталостной прочности. n^min_уп =1,5;

Условие усталостной прочности выполняется.

4.1.4 Расчёт вала на жёсткость

В результате действия радиальных нагрузок на вал он имеет поперечные деформации (прогиб). При больших прогибах возможно нарушение работы насоса, заклинивание вала, разрушение уплотнения и т.д.

Допустимое значение максимального прогиба находится в пределах 0,0002 ч 0,0005 его длины.

При наличии прогиба и неполной уравновешенности вала (вместе с колесом) возможно появление разноса между частотой собственных колебаний, которым соответствует критическое число оборотов. Работа на n_кр недопустима, может возникнуть аварийная ситуация для насоса.

Определяется нагрузка, сосредоточенную в плоскости рабочего колеса по нижеприведённой зависимости

(90)

Величина прогиба вала определяется по формуле

 (91)

где l- длина участка вала между серединой колеса и серединой подшипника, мм, l=200;

Е - модуль упругости для стали. Е = 21· 10¹⁰ Па;

I - момент инерции сечения вала, м⁴;

Момент инерции равен

(92)

Тогда величина прогиба вала равна

Допустимый прогиб определяется по формуле

(93)

Проверяется условие жёсткости по прогибу вала

Условие жёсткости по прогибу вала выполняется

Определяется критическое число оборотов по формуле

(94)

Вал проверяется на критические обороты из соотношения

Условие прочности на критический диаметр выполняется.

4.2 Расчёт шпоночного соединения

Соединение вала с рабочим колесом и с муфтой обычно осуществляется с помощью шпоночного соединения, которое часто выполняет ещё и предохранительную функцию. При повышении нагрузки шпонка срезается, предохраняя вал, рабочее колесо и другие детали насоса от разрушения. Обычно применяются стандартные призматические шпонки.

Проверочный расчёт сводится к определению напряжения смятия боковой поверхности шпонки по формуле

(95)

где h - высота шпонки, м. h=0,008;

b - глубина шпоночного паза, м/ b=0,005;

l - длина шпонки, м. l=0,036;

Условие прочности

,

где [у_см] = 40 ч 60 МПа - допускаемое напряжение смятия для чугунной ступицы.

Условие прочности выполняется.

4.3 Расчёт рабочего колеса

Определяется площадь и осевой момент инерции половины меридиального сечения диска колеса. Для этого сложное очертание сечения заменяем несколькими простейшими фигурами (прямоугольник, треугольник).

Площадь сечения определяется по формуле

(96)

где ширины и высоты простейших фигур(прямоугольников) сечения колеса, м, ;

Момент инерции, м⁴, сечения определяется как

(97)

(98)

(99)

где I_xc1, I_xc2 - моменты инерции простейших фигур относительно оси, проходящей через

центр тяжести данной фигуры, м⁴;

r₁, r₂ - расстояние между осью колеса и осями, проходящими через центр тяжести данной фигуры, м, r₁=0,078, r₂=0,025.

(100)

(101)

Определяется угловая скорость, при которой происходит разрушение колеса по формуле

, (102)

где е - коэффициент, учитывающий толщину диска колеса, е = 0,8;

у_В - предел прочности материала, у_В = 380 МПа;

с_м - плотность материала колеса, с_м = 7200 кг/м³.

Определяется коэффициент запаса прочности по формуле

(103)

где щ_в - угловая скорость, при которой разрушается колесо;

щ_раб - рабочая угловая скорость рабочего колеса.

(104)

Проверяется условие прочности

n_в ? [n_в]

где [n_в] - минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности, [n_в] = 1,8 ч 2,2.

n_в = 9,782 > [n_в] = 2,2

Условие прочности выполняется.

4.4 Расчёт корпуса насоса

Корпус любого насоса имеет сложную форму. Он представляется в виде простейших фигур. Обычно расчёт корпуса производится по методике для цилиндрических оболочек, а крышки корпуса рассматриваются, как круглые пластины с шарнирами по контуру.

4.4.1 Расчёт цилиндрической части корпуса

Определяются меридианные напряжения (вдоль оси насоса) по формуле

(105)

где p - избыточное давление внутри корпуса насоса,p = H · 10⁴ = 40 · 10⁴;

R - внутренний радиус корпуса, R=0,173;

д - толщина стенки корпуса, д=0,01, м.

Определяются окружные напряжения по формуле

(106)

Определяются эквивалентные напряжения в расчётном сечении для плосконапряжённого состояния по формуле

(107)

Рассчитываются допускаемые напряжения, МПа, по формуле

(108)

где в - коэффициент, учитывающий влияние среды, в = 0,6.

Определяется запас прочности по формуле

(109)

Проверяется условие прочности

n ? [n],

где [n] - допустимое значение коэффициента запаса прочности. [n] = 3,0 ч 3,4.

n=15,544>[n]=3,4.

Условие прочности выполняется.

4.4.2 Расчёт крышек корпуса консольного насоса

Определяются максимальные напряжения в крышке по формуле

(110)

где р, Па - давление развиваемое насосом, h, м - толщина крышки

с₂ - коэффициент, зависящий от отношения радиусов пластины и центрального отверстия в ней a/b. с₂=1,88.

Определяется запас прочности

(111)

Проверяется условие прочности

n ? [n] ,

n=6,28>[n]=3,4.

Условие прочности выполняется.

4.4.3 Расчёт болтов (шпилек), соединяющие детали корпуса

Определяется площадь корпуса, (внутренний контур) в плоскости разъёма F, м², по формуле

(112)

где a и b - радиусы крышки наружный (входящий в корпус) и отверстия для прохода вала рабочего колеса, м.

Определяется усилие, действующее на болты в плоскости разъёма по формуле

(113)

где F - площадь разъёма корпуса, м².

Определяется усилие затяжки по формуле

(114)

где F₁ - площадь болта по внутреннему диаметру резьбы, м²,F₁=0,0000802;

у_зат - напряжение, возникающее в болтах от затяжки их при монтаже корпуса насоса, определяемое по формуле

, (115)

v - коэффициент затяжки для мягких прокладок, v=2,5;

z - количество болтов в плоскости разъёма, шт., z=8.

Определяется расчётная нагрузка на один болт по формуле

(116)

где ч - коэффициент, ч = 0,25.

Определяется нормальное (растягивающее) напряжение в нарезной части болта по нижеприведённой формуле

(117)

Определяется крутящий момент, действующий на болт, при затяжке по формуле

(118)

где М_кр - крутящий момент, Н · м;

Т - условие затяжки, Н;

d_o - наружный диаметр резьбы, м, d_o = 0,012;

k - коэффициент, k=0,12.

Определяются наибольшие касательные напряжения в нарезной части болта по формуле

(119)

где d₁ - внутренний диаметр резьбы, м, d₁ =0,01.

Определяются наибольшие приведённые напряжения по формуле

(120)

Определяется коэффициент запаса прочности болтов по формуле

(121)

Проверяется условие прочности

Условие прочности выполняется.

4.5 Расчёты для выбора муфты

В данном проекте муфты не рассчитываются. Они подбираются стандартными по диаметру вала и расчётному значению крутящего момента, определяемого по формуле

(122)

где К_Р - коэффициент режима работы, К_Р = 1,5.

Принимается муфта упругая втулочно-пальцева 710-55-I.2-УЗ ГОСТ21424-75.

4.6 Выбор подшипников вала рабочего колеса

Обычно, в качестве подшипников, используются шариковые однорядные и двухрядные подшипники. Для крупных насосов возможно применение роликовых конических подшипников и для особо крупных насосов (например на землесосах) применяются опорные подшипники скольжения в сочетании с упорным подшипником качения. При выполнении курсового проекта рекомендуется применять подшипники качения.

Подшипник качения (его серия и номер) выбираются, исходя из диаметра посадочного места на валу и коэффициента работоспособности подшипника, определяемого по формуле

(123)

где h- долговечность в часах, h = 8000;

Q - приведенная нагрузка на подшипник, Н.

Приведенная нагрузка для консольного насоса определяется по формуле

(124)

где К_К - кинематический коэффициент при вращающемся внутреннем кольце, К_К=1;

m - коэффициент приведения, т=4;

К_Б - коэффициент безопасности зависит от динамичности нагрузки и величины перегрузок, К_Б=1;

К_Т - температурный коэффициент. При рабочих температурах до 100 ⁰С К_Т=1.

Выбираем подшипник 211 ГОСТ 8338-75.

5. Расчет объемных потерь в уплотнениях насоса

В зазорах между рабочим колесом и корпусом центробежного насоса, разделяющих полости с различным давлением, возникают протечки жидкости. Величину этих протечек можно определить с помощью объёмного КПД насоса, вычисленного по эмпирической формуле в гидравлической части расчёта насоса. Однако эти потери можно найти путём расчёта протечек жидкости через зазоры уплотнений, используя формулы истечения жидкости. Выбираются уплотнения с плоскими кольцами. (см. рисунок)

Осевой зазор уплотнения b_а принимается в зависимости от размеров насоса в пределах b_a = (0,25 ч 1,5) ·10^-3 м.

Радиальный зазор зависит от размеров насоса. Принимается b_i = 0,14 ·10^-3 м.

Размеры длин щелей l, l₁ снимаются с чертежа общего вида насоса. При этом длина l равняется ширине кольца плоского уплотнения b_y, которое находится из соотношения

(125)

Коэффициент расхода жидкости при истечении через щель уплотнения с плоскими кольцами определяется по следующей формуле

(126)

где л - коэффициент, учитывающий трение жидкости о стенки щели, л= 0,05.

Потенциальный напор срабатываемый в уплотнении определяется по формуле

(127)

где R_i - радиус уплотнения, м;

H_P - потенциальный напор, развиваемый рабочим колесом, м.ст. жидкости, определяемый по формуле

(128)

с - коэффициент реактивности насоса, с=0,75;

H_t - теоретический напор, развиваемый колесом с конечным числом лопаток, м. ст. ж.,

который определяется по формуле

(129)

Тогда потенциальный напор буде равен

Величина протечек через уплотнительные кольца определяется по формуле

(130)

Определяется величина протечек через сальник и дренаж сальников по соотношению

(131)

Определяются объёмные потери насоса (протечки) по формуле

(132)

Объемный кпд определяется по формуле

(133)

6. Расчет и построение напорно-расходной характеристики насоса

Эта характеристика представляет собой зависимость между расчётными производительностью Q и напором Н. Она получается на основании использования зависимости H=f(Q) из теории центробежного насоса и определяемых расчётным путём объёмных и гидравлических потерь.

Расчёт и построение характеристик ведётся по нескольким точкам для различных производительностей. В данном курсовом проекте принимаем 6 точек, включая нулевую производительность. Расчёт сводится в таблицу 6.1.

Определяется теоретическая расчётная производительность насоса по формуле

(134)

Таблица 6.1 - Расчёт напорно-расходной характеристики

№№ режимов	1	2	3	4	5	6
1		0,00	0,25	0,5	0,75	1	1,25
2	Hti	129.837	112	96	87	75	65
3	(Qti/Qtp)2	0	0.0625	0.25	0.5625	1	1.5625
4	hri	0	0,91	3.12	6.3	9.8	13.2
5	H,I =Hti - hri	129.837	111	92.8	80.7	65.2	51.8
6	hyi	49.48	28.035	12.46	2.99	0	2.99
7	Hi = H,I - hyi	80,00	83	80.3	77.7	65.2	48
8	Qti	0	20	46	60	80	96

Определяется теоретический напор для колеса с бесконечным числом лопаток H_too для первого режима (Q_t1) по формуле

(135)

Определяется расчётный теоретический напор для колеса с конечным числом лопаток Н_t5 при Q_t5 = Q_р по формуле

(136)

Определяется расчётный теоретический напор для колеса с бесконечно большим числом лопаток H_t005 для расчётной теоретической производительности Q_{t 5}= Q по формуле

(137)

где К - коэффициент потерь, К=0,736.

Определяется H_t1при Q_t1 = 0 по формуле

(138)

Определяются для каждого режима гидравлические потери по формуле

, (139)

Определяются для каждого режима потери напора на удар жидкости при входе на рабочее колесо по формуле

, (140)

где а - коэффициент, представляющий отношение напора развиваемого насоса при

закрытом клинкете Н_зк к напору, развиваемому насосом Н (по заданию),а = 1,0.

Строится график H = f(Q). Для этого проводится ряд вспомогательных горизонтальных линий. На каждой линии из абсциссы графика H = f(Q_t) отнимается постоянная величина объёмных потерь (протечек) Q_пр, рассчитанная ранее по формуле для теоретической расчётной производительности. Через полученные точки проводится искомый график H = f(Q), который представляет расчётную напорно-расходную характеристику.

Заключение

В составе курсовой работы выполнены необходимые расчеты по определению всех необходимых размеров и проверочные расчеты на прочность основных более нагруженных деталей. Также выполнены построение лопасти насоса и контура отводного канала, а также напорно-расходной характеристики.

Список используемой литературы

1. Егоров Г.Л. Судовые гидравлические машины, вспомогательные механизмы и системы, методические указания и контрольные задания. Новосибирск: НИИВТ, 1990, 48 стр.

2. Егоров Г.Л. Центробежный насос, методические указания по выполнению курсового проекта. Новосибирск: НИИВТ, 1991, - 58 стр.

3. Чиняев И.А. Судовые вспомогательные механизмы. Л.: Машиностроение, 1987.

4. Андриевский В.Г., Фролов В.М. Выполнение пояснительных записок курсовых и дипломных проектов. Новосибирск, НИИВТ,1991 г.

5. Андриевский В.Г., Фролов В.М. Оформление пояснительных записок, специальных чертежей и схем судовых энергетических установок. Новосибирск, НИИВТ,1980 г.

Размещено на Allbest.ru