Расчет скоростей жидкости. Профилирование лопастей. — КиберПедия 

Архитектура электронного правительства: Единая архитектура – это методологический подход при создании системы управления государства, который строится...

Историки об Елизавете Петровне: Елизавета попала между двумя встречными культурными течениями, воспитывалась среди новых европейских веяний и преданий...

Расчет скоростей жидкости. Профилирование лопастей.

2017-08-24 287
Расчет скоростей жидкости. Профилирование лопастей. 0.00 из 5.00 0 оценок
Заказать работу

Расчет рабочего колеса.

 

1.1. Определение конструктивной схемы насоса и основных размеров рабочего колеса.

 

1.1.1. Конструктивная схема - насос одноступенчатый однопроточный.

1.1.2. Коэффициент быстроходности..

;

где n – частота вращения рабочего колеса, n = 1450 об/мин;

Q – производительность насоса, Q = 60 м3/ч =0,0167 м3/с;

Н – напор насоса, Н = 35 м. вод. ст.

47,5

1.1.3. Выбираем тип рабочего колеса.

Так как ns = 47,5, то выбираем тип колеса А [1, с. 68] - это колесо тихоходное,

где m=D2/D0=2,5

1.1.4. Коэффициент полезного действия насоса.

Объемный КПД:

Гидравлический КПД:

,

где D – приведенный диаметр, определяем по формуле [3, с. 112]: м.

Механический КПД принимается из диапазона hм = 0,9 ¸ 0,95. Принимаем hм = 0,95.

 

Полный КПД насоса:

 

1.1.5. Мощность на валу насоса. Определяем по формуле [3, с.24].

Вт

где g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2.

r - плотность пресной воды, r = 1000 кг/м3.

 

1.1.6 Крутящий момент на валу. Определяем по формуле [5, с. 137].

Нм

1.1.7. Диаметр вала насоса (из условий прочности при кручении [5, с. 94])

где [t] - допускаемое напряжение кручения выбираем из промежутка [t] = 12¸20 МПа. Принимаем [t] = 15 МПа

27 мм

Принимаем значение диаметра вала под рабочим колесом из стандартного ряда, больше, чем минимально допустимое значение. DВmin = 28 мм.

мм

 

 

1.1.8. Диаметры рабочего колеса. Определяем по формулам [4, (102ч104)].

Диаметр ступицы: мм = 0,056 м

Диаметр входа в межлопастной канал: м

Диаметр входа в рабочее колесо: м

Наружный диаметр рабочего колеса: м

 

Расчет и построение напорной характеристики насоса.

1.3.1. Теоретическая напорная характеристика при бесконечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида:

HT¥ = A¥ - B¥ . Q,

 

где

f 2 =

В¥ = с/м2

Для ее графического построения вычисляем два напора HT¥, при подачах Q = QНОМ и Q = 0. В координатах H - Q эта напорная характеристика представляет собой прямую линию.

 

При Q = QНОМ = 0,0167 м3/с HT¥ =40,6-1338,8×0,0167=18,2

При Q = 0 HT¥ = 40,6

 

1.3.2. Теоретическая напорная характеристика при конечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида:

HT = A - B . Q,

 

где АТ = k . А¥ = 0,75×40,6 = 30,45

ВТ = k . В¥ = 0,75×1338,8 = 1004,1

 

Графическое построение выполняется аналогично.

При Q = QНОМ = 0,0167 м3/с HT¥ = 30,45 – 1004,1×0,0167=13,7

При Q = 0 HT¥ =30,45

 

1.3.3. Действительная напорная характеристика.

Действительная напорная характеристика представляет собой падающую криволинейную зависимость. Ее графическое построение осуществляется приблизительным образом, исходя из двух положений:

1) Кривая Н(Q) проходит через точку номинального режима работы.

2) Гидравлические потери (соответствующие расстоянию по вертикали между линиями Н(Q) и Нт(Q)) обычно обеспечиваются наименьшими в области номинального режима.


Расчет насоса на кавитацию.

2.1. Минимальный кавитационный запас.

 

Dhmin = s×H = (ns / с)4/3× H,

 

где коэффициент кавитации, s = (ns / с)4/3;

с – коэффициент зависящий от конструкции и параметров насоса. с = 625.

Dhmin = s×H = (ns / с)4/3× H = (47,5/ 625)4/3×35=1,13 м

Минимальный кавитационный запас должен быть свыше 2,5 метров, Dh ³ 2,5 м.

Рассчитываемый в данном курсовом проекте центробежный насос имеет достаточный кавитационный запас.

 

2.2. Минимально допустимое давление на входе в насос.

 

,

 

где Pнас - давление насыщения паров жидкости, значение которого определяется при температуре 30°С. Pнас = 2350 Па

j - коэффициент запаса, предупреждающий вскипание жидкости.

Произведение jsH обычно принимается равным 3, см. [1, с.73].

 

 

Таким образом формируется первое условие бескавитационной работы P1 > P1min, то есть давление на входе в насос должно быть не менее 26,21 кПа.

 

2.3. Максимально допустимая высота всасывания.

,

где Pа - атмосферное давление. Pа = 0,1 МПа.

hвс - гидравлические потери во всасывающем трубопроводе. В первом приближении можно приравнять к нулю. hвс = 0.

 

 

Таким образом формируется второе условие бескавитационной работы Z ≤ Zmax, то есть высота всасывания не должна быть больше 7 метров.

 


Радиальные силы.

4.2.1. Радиальная сила возникающая из-за нарушения осевой симметрии потока на выходе из рабочего колеса, что имеет место при работе насоса с неноминальной подачей.

Вследствие этого образуются перепады давления на диаметрально противоположных точках колеса.

,

где kг - коэффициент радиальной силы. kг = 0,28 ¸ 0,38. Принимаем kг = 0,28.

t = 3…8мм – толщина стенки дисков рабочего колеса на выходе

Расчет силы производим для режима работы с подачей Q = 0,5Qном

Н

4.2.2. Центробежная радиальная сила.

Эта сила возникает из-за дисбаланса (неуравновешенности ротора насоса).

,

где Мр - масса ротора насоса. Мр = p×D2×F1×rс =3,14×0,25×0,0025×7800 = 15,3 кг.

rост - остаточный эксцентриситет ротора. rост = kБ / w = 6,3 / 151,7 = 0,04 м.

Н.

4.2.3. Радиальная сила тяжести ротора.

Rт = Мр× g = 15,3× 9,81 = 150 Н

4.3.4. Суммарная радиальная сила.

R = Rг + Rц + Rт = 33,2 + 14,6 + 150 = 198 Н.

 

 

6. Выбор подшипников. Проверочный расчет подшипников на долговечность.

6.1. Выбор подшипников.

На валу устанавливаем радиально-упорные однорядные шариковые подшипники средней серии типа 46310.

6.2. Определение опорных реакций в подшипниках.

6.2.1. Определение точек приложения реакций подшипников, по формуле [5, (7.10), с. 120]:

а = 0,5×[B + 0,5×(D + d)× tg a],

где В - ширина кольца. В = 0,027 м.

D - наружный диаметр подшипника. D = 0,110 м.

d - внутренний диаметр подшипника. d = 0,050 м.

а = 0,5×[B + 0,5×(D + d)× tg a] = 0,5×[0,027 + 0,5×(0,110 + 0,050)×tg26] = 0,033 м.

 
 

6.2.2. Определяем опорные реакции.

 

А = 0 R×i1 - RВУ×i2 = 0 RВУ = R×i1 / i2 = 222×0,130 / 0,132 = 218,6 Н

В = 0 R×(i1 + i2) - RАУ×i2 = 0 RАУ = R×(i1 + i2)/ i2 = 222×(0,130 + 0,132) / 0,132 = 440,6 Н

RАХ = Р0 = 3684 Н

Проверка: SYi = 0 RАУ - R - RВУ = 0 440,6 - 222 – 218,6 = 0 (Реакции опор посчитаны правильно)

6.2.3. Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала, и строим эпюру изгибающих моментов, строим эпюру крутящего момента.

Эпюра изгибающих моментов.

0 £ х ³ i2 при х = 0: Мx = 222´0,130 = 28,86 Нм

МКR(x + i1) – Rу1х при х = i2: Мx = 222(0,132+0,130) – 440,6 ´ 0,132 = 0

 

0 £ х ³ i1 при х = 0: Мx = 0

МКR*х при х = i2: Мx = 222´0,130 = 28,86 Нм

 

Эпюра крутящих моментов.

МКР = 60 Н×м (см. П.1.1.6.)

Расчет шпоночных соединений

,

где - длина шпонки,

h - высота шпонки,

t1 – глубина шпоночного паза.

а) между рабочим колесом и валом

МПа.

= 0,035м; h = 0,008м; t1 = 0,005м.

28,5 МПа < 800 МПа. Условие выполнено, см [3, с. 335].

б) между валом и муфтой

МПа.

l= 0,038м; h = 0,008м; t1 = 0,005м.

26,3 МПа < 800 МПа. Условие выполнено, см [3, с. 335].

Список используемой литературы

1. Черепанов Б.Е. Судовые вспомогательные и промысловые механизмы, системы и их эксплуатация. - М.: Агропромиздат, 1986.- 343 с.

2. Судовое вспомогательное энергетическое оборудование / Р.С. Андрющенко, В.Д. Шилов, Б.Г. Дементьев и др./ - Л.: Судостроение, 1991. - 392 с.

3. Будов В.М. Судовые насосы: справочник. - Л.: Судостроение, 1988. - 432 с.

4. Завиша Б.В., Декин Б.Г. Судовые вспомогательные механизмы и системы. - М.: Транспорт, 1974. - 358 с.

5. Чернавский Р.С. Курсовое проектирование деталей машин.- М.: Машиностроение, 1979. - 352с.

6. Расчет судового центробежного насоса: Методические указания к курсовому проектированию /А.Н.Горбенко - Керчь: КМТИ, 1999 - 15 с.

Расчет рабочего колеса.

 

1.1. Определение конструктивной схемы насоса и основных размеров рабочего колеса.

 

1.1.1. Конструктивная схема - насос одноступенчатый однопроточный.

1.1.2. Коэффициент быстроходности..

;

где n – частота вращения рабочего колеса, n = 1450 об/мин;

Q – производительность насоса, Q = 60 м3/ч =0,0167 м3/с;

Н – напор насоса, Н = 35 м. вод. ст.

47,5

1.1.3. Выбираем тип рабочего колеса.

Так как ns = 47,5, то выбираем тип колеса А [1, с. 68] - это колесо тихоходное,

где m=D2/D0=2,5

1.1.4. Коэффициент полезного действия насоса.

Объемный КПД:

Гидравлический КПД:

,

где D – приведенный диаметр, определяем по формуле [3, с. 112]: м.

Механический КПД принимается из диапазона hм = 0,9 ¸ 0,95. Принимаем hм = 0,95.

 

Полный КПД насоса:

 

1.1.5. Мощность на валу насоса. Определяем по формуле [3, с.24].

Вт

где g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2.

r - плотность пресной воды, r = 1000 кг/м3.

 

1.1.6 Крутящий момент на валу. Определяем по формуле [5, с. 137].

Нм

1.1.7. Диаметр вала насоса (из условий прочности при кручении [5, с. 94])

где [t] - допускаемое напряжение кручения выбираем из промежутка [t] = 12¸20 МПа. Принимаем [t] = 15 МПа

27 мм

Принимаем значение диаметра вала под рабочим колесом из стандартного ряда, больше, чем минимально допустимое значение. DВmin = 28 мм.

мм

 

 

1.1.8. Диаметры рабочего колеса. Определяем по формулам [4, (102ч104)].

Диаметр ступицы: мм = 0,056 м

Диаметр входа в межлопастной канал: м

Диаметр входа в рабочее колесо: м

Наружный диаметр рабочего колеса: м

 

Расчет скоростей жидкости. Профилирование лопастей.

1.2.1. Абсолютная скорость жидкости на входе в кольцевое приемное отверстие рабочего колеса. Определяем по формуле [4, с. 137].

м/с

Обычно скорость на входе составляет С0 = 2...6 м/с.

 

1.2.2. Абсолютная скорость жидкости на входе в межлопастной канал рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116].

С1 = С0 / m1,

где m1 - коэффициент стеснения входного сечения от толщины кромок лопастей. m1 = 0,85 ¸ 0,9. Принимаем m1 = 0,85

С1 = С0 / m1 = 2,84 / 0,85=3,34 м/с

 

1.2.3. Окружная скорость на входе в межлопастной канал рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116].

U1 =0,5.D1.w = p.D1.n/60 = 3,14×0,111×1450/60=8,42 м/с

 

1.2.4. Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на входе.

Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на входе принимаются равными: С1r = C1 = 3,34 м/с, С1u = 0, что соответствует радиальному течению жидкости на входе.

1.2.5. Угол установки лопасти на входе. Определяем по формуле [3, с. 116].

b1 = arctg C1 / U = arctg 3,34 / 8,42 = 220

Значение угла b1 входит в диапазон 150¸300

1.2.6. Теоретический напор рабочего колеса при бесконечном числе лопастей.

,

где k - коэффициент учитывающий влияние конечного числа лопастей на напор. Предварительно принимаем из диапазона k = 0,6 ¸ 0,8. Принимаем k = 0,77.

.

1.2.7. Окружная скорость на выходе из рабочего колеса.

U2 =0,5.D2.w = p.D2.n/60 = 3,14×0,263×1450/60=19,96 м/с

 

1.2.8. Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе.

С2r = C1r =3,34 м/с

 

1.2.9. Угол установки лопасти на выходе.

 

Значение угла b2 входит в диапазон 15 ¸30

 

 

1.2.10. Ширина лопасти на входе и выходе из рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116].

; ,

где m2 = 0,88...0,92 - коэффициент стеснения выходного сечения от толщины лопаток. Принимаем m2 = 0,9.

.

 

1.2.11. Количество лопастей рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 117].

Принимаем количество лопастей равным Zл = 6

 

1.2.12. Уточнение значения коэффициента k влияния конечностей числа лопастей на напор, используя эмпирическую зависимость:

Проверяем отличие уточненного значения коэффициента от ранее принятого (п.1.2.6.):

 

Окончательное значение коэффициента k влияния конечностей числа лопастей на напор: k = 0,75

 

1.2.13. Профилирование лопасти рабочего колеса.

Принимаем, что лопасть имеет профиль в виде дуги окружности. Для ее построения вычисляем радиус r дуги лопасти и радиус Rц окружности расположения центров этих дуг по формулам [3, с. 117]:

 

; ,

где R1 – диаметр входа в межлопастной канал.

R2 – наружный диаметр рабочего колеса.

м.

 

м

 


Поделиться с друзьями:

История создания датчика движения: Первый прибор для обнаружения движения был изобретен немецким физиком Генрихом Герцем...

Автоматическое растормаживание колес: Тормозные устройства колес предназначены для уменьше­ния длины пробега и улучшения маневрирования ВС при...

Эмиссия газов от очистных сооружений канализации: В последние годы внимание мирового сообщества сосредоточено на экологических проблемах...

Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...



© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!

0.108 с.