Центробежный насос

ВВЕДЕНИЕ
РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Определение мощности, потребляемой насосом.
Расчет окружности входа колеса.
Расчет окружности выхода рабочего колеса.
Построение теоретического профиля лопатки.
РАСЧЕТ СПИРАЛЬНОГО ОТВОДА
Расчет основных размеров и построение контура отводного канала (улитки) корпуса.
РАСЧЕТ МАКСИМАЛЬНОЙ ВАКУУМЕТРИЧЕСКОЙ ВЫСОТЫ ВСАСЫВАНИЯ
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Расчёт вала
Расчет внешних нагрузок
Расчёт статической прочности вала
Расчёт вала на выносливость
Расчёт вала на жёсткость
Расчёт шпоночного соединения
РАСЧЁТ ОБЪЁМНЫХ ПОТЕРЬ В УПЛОТНЕНИЯХ НАСОСА
РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ НАПОРНО-РАСХОДНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА
ЛИТЕРАТУРА

Определяют изгибающий момент МА, вызывающий касательные напряжения по формуле
(73)
где М'ИЗ.Z – изгибающий момент постоянных по направлению нагрузок, действующих в вертикальной плоскости, Н·м определяется по формуле
(74)
М'ИЗ.У – изгибающий горизонтальной плоскости от постоянных по направлению нагрузок, Н·м
Тогда изгибающий момент МА, Н·м вызывающий касательные напряжения
(75)
Определяют амплитудное значение цикла изменения нормальных напряжений, Па, по следующей зависимости
(76)
Определяют величину постоянной составляющей цикла изменения нормальных напряжений σт, Па, по формуле
(77)
Определяют величину переменной составляющей цикла изменения касательных напряжений τА, Па, по формуле
(78)
Определяют пределы выносливости гладких полированных валов из углеродистой стали, МПа, по формуле
(79)
(80)
где σ-1 – предел выносливости по нормальным напряжениям;
τ-1 – предел выносливости по касательным напряжениям
Определяют допустимые пределы усталостной прочности по формуле
(81)
(82)
где [Кσ], [Кτ] – допустимые коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в опасных сечениях, определяемых по формулам
(83)
(84)
где Кσ=1.76, Кτ=1.54 – эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в расчётном сечении, которое зависит от геометрии опасного сечения и предела прочности материала и выбираются по справочным таблицам;
εσ=0.88, ετ=0.77 – коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров (диаметров) вала на его выносливость;
β=0.85 – коэффициент, характеризующий влияние окружающей среды и чистоты поверхности вала для пресной воды.
Тогда допустимые пределы усталостной прочности, Па
Рассчитывают коэффициенты запаса усталостной прочности в опасном сечении по формулам
(85)
(86)
(87)
где [ψσ], [ψτ] – допустимые значения коэффициентов влияния асимметрии цикла определяемые по нижеприведённым зависимостям
(88)
(89)
ψσ=0.05, ψτ=0 – коэффициенты влияния асимметрии цикла
(90)
(91)
Тогда коэффициенты запаса усталостной прочности в опасном сечении
(92)
(93)
(94)
Проверяют выполнение условий усталостной прочности
2,38·106≥1,5·106, 34,5·106≥1,5·106, 2,38·106≥1,5·106
nУПmin =1.5 – допустимое значение коэффициента усталостной прочности. 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, зацикливание вала, разрушение уплотнения и т.д.
Допустимое значение максимального прогиба находится в пределах 0.0002÷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.
Определяют нагрузку, сосредоточенную в плоскости рабочего колеса по нижеприведённой зависимости, Н
(95)
Определяют величину прогиба вала по формуле
(96)
где Е=21·106 Па – модуль упругости для стали;
J – момент инерции сечения вала, м4
(97)
где dB – диаметр вала в рассматриваемом пролёте, м
Тогда величина прогиба вала, м, равна
(98)
Определяют допустимый прогиб, м, по формуле
(99)
Проверяют условие жёсткости по прогибу вала
Условие по прогибу вала выполняется.
Определяют критическое число оборотов, об/мин по формуле
(100)
Проверяют вал на критические обороты из соотношения
(101)
2.31≥1.4
Условие выполняется.
5 РАСЧЁТ ОБЪЁМНЫХ ПОТЕРЬ В УПЛОТНЕНИЯХ НАСОСА
В зазорах между рабочим колесом и корпусом центробежного насоса, разделяющих полости с различным давлением, возникают протечки жидкости. Величину этих протечки можно определить с помощью объёмного К.П.Д. насоса ηО, вычисленного по эмпирической формуле в гидравлическом расчёте насоса.
6 РАСЧЁТ 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 расчетным путём объёмных и гидравлических потерь.
Расчёт и построение характеристик ведётся по нескольким точкам для различных производительностей. В данном курсовом проекте принимается 6 точек, включая нулевую производительность. Расчёт в таблицу 2.
Определяют теоретическую расчётную производительность насоса, м3/ч, по формуле
(102)
Определяют теоретическую производительность для каждого режима работы насоса
Режим №1 Qt1=0.00
№2 Qt2=0.25·Qtp=11.625
№3 Qt3=0.50·Qtp=23.25
№4 Qt4=0.75·Qtp=34.875
№5 Qt5=1.00·Qtp=46.5
№6 Qt6=1.25·Qtp=58.125
Результаты расчётов вносят в таблицу 2
Таблица 2 – Расчёт напорно – расходной характеристики
№№ режимов 1 2 3 4 5 6 1 Qi/ Qtp 0.00 0.25 0.50 0.75 1.00 1.25 2 Hti 84,9 78,2 71,5 64,7 58 51,3 3 (Qi/ Qtp)2 0 0,06 0,25 0,56 1 1,56 4 hri 0 0,68 2,5 5,07 8,12 11,2 5 H'I=Hti-hri 84,9 77,5 68,9 59,64 49,9 40,1 6 hyi 30,4 17,1 7,59 1,82 0 1,82 7 Hi=H'I-hyi 54,5 60,4 61,4 57,8 49,9 38,3
Определяют теоретический напор, м, для колеса с бесконечным числом лопаток Нt∞ для первого режима (QtI) по формуле

Определяют расчётный теоретический напор для колеса с конечным числом лопаток Ht6 при Qt6=Q по формуле
(104)
Определяют расчётный теоретический напор для колеса с бесконечно большим числом лопаток Ht5 при для расчётной теоретической производительности при Qt5=Q по формуле
(105)
Определяют Ht1 при Qt1=0 по формуле
(106)
Определяют для каждого режима гидравлические потери по формуле
(107)
Определяют для каждого режима потери напора на удар жидкости при входе на рабочее колесо по формуле
(108)
где а – коэффициент, представляющий отношение напора развиваемого насоса при закрытом клинкете НЗК к напору, развиваемому насосом Н (по заданию), а=1.0.
строят график Н=f(Q). Для этого проводят ряд вспомогательных горизонтальных линий. На каждой линии из абсциссы графика Н=f(Qt) отнимаем постоянную величину объёмных потерь (протечек) Qпр, рассчитанную ранее по формуле для теоретической расчётной производительности. Через полученный точки проводится искомый график Н= f(Q), который представляет расчётную напорно – расходную характеристик.

Рисунок 5.1 Напорно-расходные характеристики насоса
Литература
1. Егоров Г.Л. Судовые гидравлические машины, вспомогательные механизмы и системы, методические указания и контрольные задания. – Новосибирск: НИИВТ, 1990, 48с.
2. Егоров Г.Л. Центробежный насос, методические указания по выполнению курсового проекта. – Новосибирск: НИИВТ, 1991, 58с.
3. Чиняев И.А. Судовые вспомогательные механизмы. – Л.: Машиностроение, 1987, 295с.
4. Андриевский В.Г., Фролов В.М. Выполнение пояснительных записок, курсовых и дипломных проектов. – Новосибирск, НИИВТ, 1991.
5. Андриевский В.Г., Фролов В.М. Оформление пояснительных записок, специальных чертежей и схем судовых энергетических установок. – Новосибирск, НИИВТ, 1980.

Лист 11 Изм Лист № докум. Подп. Дата
СВЭО.КП- Изм Лист № докум. Подп. Дата Разраб. Расчётно-пояснительная записка Лит. Лист Листов Пров. 1 34
НГАВТ 2008 Н. контр. Утв.
Подп. и дата
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Инв. № подл.
Подп. и дата
Подп. и дата
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Инв. № подл.
Подп. и дата