Расчет центробежного насоса 4К-12

РАСЧЕТ.docx

Расчет рабочего колеса с построением треугольника скоростей5
Расчет профиля рабочей лопасти 12
Расчет спирального отвода центробежного насоса16
Расчет характеристик насоса и построение зависимостей18
Список использованных источников 21
Центробежные насосы составляют основной класс насосов. Перекачивание жидкости или создание давления производится вращением одного или нескольких рабочих колёс. В результате воздействия рабочего колеса жидкость выходит из него с более высоким давлением и большей скоростью чем при входе. При этом происходит поворот потока жидкости на 90º от осевого направления к радиальному. Выходная скорость преобразуется в корпусе центробежного насоса в давление перед выходом жидкости из насоса.
Рис. 1. Центробежный насос
На рис.1 показана схема типичного центробежного насоса. Жидкость поступает к центральной части рабочего колеса (крыльчатке). Крыльчатка установлена на валу в корпусе и приводится во вращение электрическим или другим двигателем. Энергия вращения передается крыльчаткой жидкости; жидкость перемещается на периферию крыльчатки собирается в кольцевом коллекторе (улитке) и удаляется через выходной патрубок. Патрубок имеет расширяющуюся форму; скорость потока в нем падает и часть кинетической энергии жидкости приобретенной в рабочем колесе насоса преобразуется в потенциальную энергию давления. Увеличение давления на выходе из насоса может быть достигнуто увеличением либо частоты вращения либо диаметра крыльчатки.
Вход жидкости в колесо организован в центре. Далее жидкость захватывается лопатками (для уменьшения утечек и повышения прочности лопатки с боков закрыты дисками) отбрасывается к периферии и далее попадает в улитку (корпус насоса).
В данной конструкции насоса хорошо видно увеличивающееся сечение для прохода жидкости между рабочим колесом и корпусом. Далее проходное сечение резко уменьшается (отсечка потока) и в корпусе организуется канал или отверстие для отвода жидкости.
Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые центробежные насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа.
Рис. 2. Схема центробежного самовсасывающего насоса НЦС-1: 1 - донный клапан; 2 - всасывающий патрубок; 3 - центробежный насос; 4 - подающий патрубок; 5 - электродвигатель; 6 - рама
Определяющими техническими параметрами насоса являются подача и напор (давление).
Подача – это объём жидкости передаваемой в единицу времени выраженный в м3час или лсек.
Напор – это разность удельных энергий жидкости в сечениях после и до насоса выраженная в метрах водного столба.
Кроме этого важнейшими параметрами насоса являются потребляемая мощность N и КПД .
1 Объемная производительность насоса Q = 100 м3час; 0028 м3сек
2 Напор насоса Н = 32 м;
3 Число оборотов ротора n = 3000 обмин;
4 Рабочая среда (вода) с плотностью в = 99823кгм3 кинематическая вязкость vv=0000001
5 Ускорение свободного падения g=981мс2; =31415927; рабочая температура среды Тср=200С.
Расчет рабочего колеса с построением треугольника скоростей
Статистическая обработка данных.
1 Коэффициент быстроходности:
где Q – в м3сек; Н – в м; n – обмин.
2 Диаметр рабочего колеса предварительно в м:
Здесь - для nS ≤ 200;
3 Ширина рабочего колеса на выходе предварительно в м:
4 Приведенный входной диаметр рабочего колеса предварительно в м:
где Квх – коэффициент входа; – в м3сек; n – обмин
для одноступенчатых насосов Квх = 40-45
5 Расчетная производительность насоса с учетом объемных потерь через концевые уплотнения в м3с:
где – объемный КПД (коэффициент подачи);
6 Гидравлический КПД:
обычно значение Dпр – в мм.
7 Полезная мощность насоса в Вт:
8 Потребляемая мощность в Вт:
где - полный КПД насоса.
9 Максимальная расчетная мощность на валу вала в Вт:
где K – коэффициент запаса К = 115 11 при N кВт = 5 50
Выбор числа лопаток z при отсутствии каких-либо особых требований к насосу осуществляется в зависимости от коэффициента быстроходности и размеров колеса. Рекомендуемое число лопаток приведено в таблице:
Толщину лопаток выбираем из таблицы:
Выбор угла лопатки на выходе Л2 определяется коэффициентом быстроходности и требуемой формой напорной характеристики насоса.
Принимаем предварительно Л2 = 25
Расчет основных геометрических параметров рабочего колеса.
Определение диаметра вала и втулки колеса.
10 Диаметр вала в мм:
для консольных насосов
где N - в кВт; n – в обмин; dв - в мм.
принимаем dв = 23 мм
11 Диаметр втулки в мм:
12 Длина втулки в мм:
Определение основных размеров на входе в колесо:
13 Диаметр входного отверстия рабочего колеса в м:
14 Скорость жидкости на входе в рабочее колесо в мс:
15 Диаметр входа на лопатки рабочего колеса в м:
16 Принимая во внимание наличие вихревых зон неравномерность распределения меридиональных скоростей после поворота в канале колеса (что затрудняет точный расчет меридиональной составляющей абсолютной скорости перед входом на лопатки VM0) принимают:
17 Меридиональная составляющая абсолютной скорости жидкости при входе на лопатки рабочего колеса в мс:
где 1 – коэффициент загромождения потока лопатками на входе в рабочее колесо задается 1 = 075 – 09.
18 Окружная скорость рабочего колеса на диаметре D1 в мс:
Зная U1 и Vm1 строим треугольник скоростей на входе в колесо.
19 Угол потока при входе на лопатки рабочего колеса в град:
20 Угол установки лопаток на входе в рабочее колесо в град:
где - угол атаки задаваемый в пределах = 3 - 8.
21 Ширина межлопастного канала на входе в рабочее колесо в м:
Определение основных размеров на выходе из рабочего колеса
22 Коэффициент загромождения потока лопатками на выходе из рабочего колеса:
где 2 – толщина лопаток рабочего колеса для литых рабочих колес:
=(0015 0018)D2 =0016 0.168 = 0.0027 м
23 Меридиональная составляющая абсолютной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса в мс:
24 Окружная скорость рабочего колеса на выходе в мс:
25 Теоретический напор рабочего колеса в м:
26 Теоретический напор рабочего колеса при бесконечном числе лопаток м:
где - коэффициент влияния конечного числа лопастей определяемый по формуле К. Пфлейдерера.
Принимаем в первом приближении
27 Окружная составляющая абсолютной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса в мс:
28 Угол установки лопаток на выходе из рабочего колеса ориентировочно определяем по формуле:
29 Уточняем число лопастей по формуле Пфлейдерера:
где К = 65 – для литых рабочих колес.
30 Уточняем угол установки лопасти на выходе из рабочего колеса из формулы Пфлейдерера:
31 Рассчитываем коэффициент влияния конечного числа лопастей определяемый по формуле К. Пфлейдерера:
32 Уточняем напор на бесконечном числе лопастей в м:
33 Уточняем коэффициент загромождения потока лопатками на выходе из рабочего колеса:
34 Уточняем меридиональную составляющую абсолютной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса в мс:
35 Уточненное значение окружной скорости рабочего колеса при отсутствии закрутки потока при входе на лопатки (Vu1 = 0) мс:
36 Уточняем окружную составляющую абсолютной скорости жидкости на выходе из рабочего колеса в мс:
Строим треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса.
37 Уточняем диаметр рабочего колеса в м:
38 Уточняем ширину рабочего колеса в м:
Сопоставляем полученные значения b2 и D2 c ранее вычисленными. Так как расхождение меньше 5% то расчет произведен верно.
Расчет профиля рабочей лопасти.
Профилирование канала в меридиональном сечении.
Имея из графика для любой точки произвольного радиуса ri величину V’mi по уравнению неразрывности получаем значение ширины канала:
Толщина лопасти выбирается или равномерной или тоньше по концам. При переменной толщине ее значение в средней части рекомендуется согласовать с толщиной диска колеса выбираемой по соображениям технологии производства и прочности. В крупных насосах с широкими каналами толщина лопасти должна проверяться на прочность при изгибе центробежными силами.
В колесах с почти радиальным направлением средней линии меридианного сечения канала пренебрегают отличием длины элемента средней линии ds от приращения радиуса dr.
Построение цилиндрической лопасти по точкам
Дифференциальное уравнение средней линии контура лопасти имеет вид:
Угол является функцией следовательно:
В связи с тем что значения и – функции r и задаются в виде таблицы интегрирование приходится проводить в численной форме.
Обозначим подынтегральную функцию
где о – приращение центрального угла
м – приращение радиуса
и – значения подынтегральной функции в начале и в конце рассматриваемого участка.
Для определения величины подынтегральной функции исходя из условия безотрывного обтекания лопасти потоком задаются плавным изменением относительной скорости W в функции радиуса в пределах от r1 до r2.
При наличии меридионального сечения канала колеса полученного выше и зависимости W и от радиуса текущий уровень наклона лопасти лi определяется по уравнению:
где t – шаг решетки лопастей в мм
Получив как функцию наносят соответствующие точки в плане и строят среднюю линию лопасти по точкам. Откладывая в каждой точке средней линии толщину лопасти строят контур лопасти как огибающую.
Расчет профилирования цилиндрической лопасти
Относительная скорость
Расчет профилирования цилиндрической лопасти (продолжение)
напорный жидкость центробежный насос
Расчет спирального отвода центробежного насоса
При расчете одноступенчатого насоса в качестве отводящего устройства принимается спиральный отвод круглого сечения. Расчет спирального отвода круглого сечения сводится к определению нескольких геометрических параметров: r3 b3 ρ.
Радиус r3 принимается из условия что перед поступлением в спиральный канал пульсация скоростей потока снижается до приемлемой величины. Обычно принимают:
r3 = 105×0063 = 0066 м = 66 мм
где r2 — внешний радиус рабочего колеса.
Ширина спирального канала замеренная на радиусе r3 определяется отношением b3r3 где b3 — ширина колеса на выходе. Значение b3 зависит от коэффициента быстроходности ns: чем больше коэффициент быстроходности тем меньшим принимают значение b3. Для насосов с низким значением ns (у которых мала ширина b2) b3 = 2 b2 для насосов со средним значением ns
b3 = 1.75 для насосов с ns>200 b3 = 1.6 b2.
Для определения b3 часто используют еще и такую зависимость:
b3 = 00076 + 005×0126 = 00139 м
Радиус ρ кругового сечения спиральной камеры определяется следующим соотношением:
Здесь К -— коэффициент; Q — действительная подача колеса или расход в устье спирали; Гc -— постоянная спирального отвода; VU2 — окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса; w=2n60 — угловая скорость вращения; - текущий угол; Нт— теоретический напор.
Радиус осевой линии спирали:
Угол конусности диффузора принимают в пределах 8-10.
Результаты расчета радиуса ρ кругового сечения спиральной камеры от различных углов:
Расчет характеристик насоса и построение зависимостей.
Теоретическая зависимость напора Н от расхода Q.
Выведена из уравнения Эйлера.
Зависимость мощности N от расхода Q.
Зависимость КПД от расхода Q.
Это отношение мощности передаваемой потоку т.е. полезной мощности к мощности затрачиваемой на привод нагнетателя.
По заданным параметрам подачи Q=100 м3ч напору воды H=32 м и при частоте вращения вала насоса n=3000 обмин был произведен расчет центробежного насоса. В результате расчета мы определили основные параметры рабочего колеса в частности число лопаток z = 8 штук а также рассчитали рабочее колесо и спиральную камеру. Исходя из рассчитанных данных построили теоретические характеристики исходного насоса.
Список использованных источников.
Михайлов А.К. Малюшенко В.В. Лопастные насосы. Теория расчет и конструирование.- М.: Машиностроение 1977.- 288 с.
Ломакин А.А. Центробежные и осевые насосы.- М-Л.: Машиностроение 1966.- 364 с.
Насосы центробежные и осевые. Справочник М.-1972.
Е.К. Спиридонов Л.С. Прохасько. Расчет и проектирование лопастных насосов. Учебное пособие. 2004 г. – 33 с.
В.М. Черкасский. Нагнетатели и тепловые двигатели. М.: Энергоатомиздат 1997. -383 с.

Колесо A2.dwg

Разрез А1.dwg