- •2015 Содержание
- •Описание центробежного насоса нцв 40/40
- •2.1.2 Критический кавитационный запас энергии определяется по формуле:
- •2.2 Определение геометрических параметров рабочего колеса
- •2.4 Профилирование лопаток рабочего колеса
- •2.5 Расчет спиральной камеры круглого сечения.
- •2.6 Расчет диффузора спиральной камеры
- •2.6.1 Поверочный расчет на кавитацию
- •3.1 Расчет шпоночного соединения
- •3.2 Расчет на прочность вала насоса.
- •3.2.1 Определяем массу колеса по формуле 3.3.
- •5. Описание работы системы однотрубного водяного отопления транспортного судна.
- •6. Заключение
2.1.2 Критический кавитационный запас энергии определяется по формуле:
дм/кг, где
g – ускорение сил тяжести, м3/с
ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3
Ра – давление на выходе, Па
Рn – давление парообразование при заданной температуре, Па
А – коэффициент запаса
HBc-геометрическая высота всасывания, м
hTn- гидравлические потери в прямом трубопроводе, Дм/кг
А = 1,2; Нвс = 4 м; Ра = 9,8 · 104 Па;
Принимаем:
Hmp= 15 дм/кг
дм/кг
Максимально допустимая частота вращения определяется по формуле
мин-1, где
Скр – кавитационный коэффициент быстроходности, выбирается в зависимости от nS: для циркулярного насоса Скр = 800 ч Q1 – принимаем равным QTk имеет колесо с односторонним всасыванием. мин-1
Рабочая частота меньше максимальной.
Приведенный диаметр входа в колесо определяется по формуле:
мм
D1*р – мм
n= мин-1
мм
Гидравлический КПД насоса определяется по формуле Ламакина А. А.
, где
D1*р – мм
0,85
Объемный КПД насоса определяется по формуле
Максимальный КПД насоса
Механический КПД насоса принимается:
Принимаем ηмех=0,95
Полный КПД насоса
Мощность, потребляемая насосом (колесом)
кВт
Вт
Мощность на валу электродвигателя с учетом 10% запаса
Nм=1,1·N кВт
Nм=1,1·5474,5=6022,02 Вт 7 кВт
2.2 Определение геометрических параметров рабочего колеса
2.2.1 Угловая скорость рабочего колеса
с-1
2.2.2 Крутящий момент на валу насоса определяется по формуле
Нм
2.2.3 Диаметр вала насоса
м.
По значению d0=0.0195 м выбираем ближайший большой диаметр dв из стандартных рядов нормальных линейных размеров (табл. 6.1) dв=20 мм.
2.2.4 Концевой диаметр втулки рабочего колеса определяется по формуле
м
2.2.5 Расчетная производительность колеса насоса – по формуле
м3/с
2.2.6 Первое приближение.
Скорость входа потока в колесо определяется по формуле
м/с
2.2.7 Диаметр входа в колесо – по формуле
м
Полученное значение D0 округляем до ближайшего значения, кратного 5, D0=0.085 м.
2.2.8 Уточненную скорость хода – по формуле
м/с
2.2.9 Радиус средней точки входной кромки лопатки – по формуле
м
Расчетную величину R1 приводим к СТ СЭВ 514-77 R1=0.034.
2.2.10 Меридиональную составляющую абсолютной скорости потока С'т1 до стеснения сечения лопатками принимаем равной скорости входа С'т1=С0=2,313 м/с.
2.2.11 Ширину входного канала в меридиональном сечении вычисляем по формуле
м
Коэффициент стеснения сечения лопатками на входе в колесо принимаем в первом приближении равным К11,15.
2.2.12 Меридиональную составляющую абсолютной скорости при поступлении на лопатку с учетом стеснения сечения высчитываем по формуле
Ст1=Ст1К1=2,313*1,15=2,65 м/с
2.2.13 Окружная (переносная) скорость при входе в колесо
м/с
2.2.14 Угол безударного входа потока на лопасти при С1r=Cт1 – по формуле
градус.
Принимая γ1=25о, имеем δ=γ1-γ1=25о-14о03'=10о57'
2.2.15 Теоретический напор колеса
м
2.2.16 Окружную скорость при выходе из колеса в первом приближении – по формуле (6.20), полагая Кu20.5
м/с
Наружный радиус колеса
м
2.2.17 Меридиональную составляющую скорости потока при выходе из колеса без учета стеснения сечения (принимая К0=0,8)– по формуле
м/с
Коэффициент стеснения сечения лопатками на выходе из колес (в первом приближении) К1,1.
Коэффициент отношения относительных скоростей на входе и выходе из рабочего колеса
Кw=W1/W2=1.1.
2.2.18 Угол выхода лопатки – по формуле
2.2.19 Оптимальное число лопаток z – по формуле
где
2.2.20 Поправочный коэффициент на влияние конечного числа лопаток – по формуле
где коэффициент ψ зависит от шероховатости поверхности проточной части рабочего колеса и определяется по формуле
2.2.21 Расчетный напор, создаваемый при бесконечно большом числе лопаток колеса – по формуле
м
2.2.22 Меридиональная составляющая скорости потока с учетом стеснения сечения телом лопаток при выходе – по формуле
м/с
2.2.23 Второе приближение.
2.2.24 Окружная скорость на выходе из колеса устанавливается по формуле
м/с
2.2.25 Наружные радиус и диаметр колеса
R2=U2/ω=27.5/314=0.0875 м
D2=2R2=2*0.0875=0.175 м
2.2.26 Ширина канала колеса на выходе – по формуле
м
Проверяем коэффициенты стеснения сечения телом лопаток на входе и выходе из рабочего колеса по формуле
Рассчитываем относительные скорости на входе и выходе из колеса
м/с
м/с
2.3 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса.
На основании полученных данных строится входной и выходной треугольники скоростей.
Применяется линейный закон изменения С´m1 до значения С´m2 в функции от радиуса R.
R1=0,034 м = R1
R2=0,0875 м = R6
Cmвх= 2,313 м/с
Cmвых= 1,85 м/с
Закон изменения ширины канала Bi в зависимости от Сmi имеет вид:
Изменение Cmi от Ri и Bi от Сmi и Ri как Сmi = f(R1) и Bi = f(Cmi; R1)
Можно изменить в табличной форме. (табл. 2.3.1.)
Таблица 2.3.1. Профилирование канала рабочего колеса
R, m |
0,034 |
0,0406 |
0,0473 |
0,054 |
0,0607 |
0,0674 |
0,074 |
0,0807 |
0,0875 |
Ст |
2,313 |
2,255 |
2,197 |
2,139 |
2,081 |
2,024 |
1,966 |
1,908 |
1,85 |
b, m |
0,023 |
0,0199 |
0,0175 |
0,0157 |
0,0144 |
0,0133 |
0,0125 |
0,0118 |
0,0112 |
W, м/с |
6,57 |
6,46 |
6,36 |
6,25 |
6,15 |
6,04 |
5,94 |
5,83 |
5,73 |
δ, м |
0,003 |
0,004 |
0,005 |
0,0055 |
0,006 |
0,0055 |
0,005 |
0,004 |
0,003 |
|
|
|
|
|
|
|
Профилирование канала рабочего колеса (рис. 2.3)