Насосы, вентиляторы, компрессоры. Расчет и подбор нагнетателей

Скоробогатова Т.В.

Насосы, вентиляторы, компрессоры. Расчет и подбор нагнетателей.

Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Насосы, вентиляторы, компрессоры». 2012 -13с.

Рецензенты:

Михальченко Г.В., к. т. н., доцент, доцент кафедры ОП и СД Балашовского филиала ФГБОУ «Саратовский государственный университет им. Н.И. Вавилова».

Гаврилов Н.Д., к.т.н., доцент кафедры ФиИт Балашовского института (филиала) ФГБОУ ВПО «Саратовский государственный университет им. Н.Г. Чернышевского».

Аннотация

Методическое указание содержит ряд теоретических материалов, по теме «Насосы, вентиляторы, компрессоры». Здесь рассмотрены основные вопросы расчета и подбора компрессоров необходимого давления и мощности. Дан подробный анализ расчета насосных систем, в частности расчет центробежного насоса, его рабочего колеса, который позволит студентам самостоятельно выбрать и рассчитать рабочее колесо и представить его в графической форме.

В методическом указании предлагаются варианты для выполнения курсовой работы.

Методическое указание предназначено студентам при выполнении курсовой работы и изучении теоретического материала, относящегося к теме «Насосы, вентиляторы, компрессоры»,а также рекомендовано студентам при изучении курса «Холодильные машины».

Расчет лопастного колеса ведется по заданным значениям подачи Q, напора Н и числа оборотов n насоса и имеет целью определение размеров проточной части, достаточных для выявления при дальнейшей конструктивной разработке всех размеров, необходимых для осуществления колеса.

Расчет остальных элементов проточной части насоса — подвода и отвода потока — имеет целью в первую очередь обеспечить условия, принятые при расчете колеса, и основывается на результатах расчета последнего. Задание для расчета колеса определяется по данным для насоса в целом на основании принятой схемы насоса.

где К — число потоков в насосе.

H 4

Расчетная подача колеса Q1 больше подачи Qt на величину объемных потерь. Принимая предварительное значение объемного к. п. д. т ηоб, получим

Величина объемного к. п. д. ηоб обычно находится в пределах 0,85— 0,95, причем большие значения относятся к колесам с большим значением коэффициента быстроходности. Для выбора предварительного значения ηоб можно рекомендовать

Гидравлический к. п. д. ηz зависит от совершенства формы проточной части насоса, качества ее выполнения и размеров насоса. Значение гидравлического к. п. д. находится в пределах 0,85—0,95. Для совершенных современных насосов, качественно выполненных, зависимость величины гидравлического к. п. д. на расчетном режиме может быть представлена формулой автора

где D1пр — приведенный диаметр входа в колесо

D 4 4,5 103 Q1 мм. (7)

При расчете лопастного колеса вначале определяют основные размеры канала и углы лопастей на входе и выходе, а затем профилируют канал в меридианном сечении и контур лопастей.

Расчет радиальных колес с цилиндрическими лопастями Основные размеры входа в колесо.

Диаметр входа зависит в основном от подачи и числа оборотов колеса. Величина входного сечения f0 определяет собой меридианные составляющие скоростей во всем канале колеса, так как остальные сечения выбираются согласованно с входным сечением (рис.1)

Скорость входа v0 должна быть выбрана так, чтобы обеспечить благоприятные условия для проектирования лопасти. На основании анализа размеров колес насосов, обеспечивающих наиболее высокие значения гидравлического к. п. д., можно рекомендовать значение входного угла лопасти β1 от 20 до 25°.

Учитывая стеснение потока лопастями и нормальное значение

Диаметр вала dв в месте посадки колеса определяется из расчета: а) на прочность от кручения и изгиба;

б) на жесткость; при этом прогиб вала вследствие действия поперечных сил, возникающих при работе насоса на режимах отличных от нормального, не должен превосходить минимального зазора в уплотнениях;

в) на вибрацию — критическое число оборотов вала должно на 20—25% отличаться от рабочего.

В крупных насосах с небольшим числом оборотов размеры вала, как правило, определяются из условий прочности и жесткости; в многоступенчатых насосах с большим числом оборотов — расчетом на критическое число оборотов.

При выбранном значении диаметра втулки диаметр входа в колесо находят из

После определения диаметра Do окончательно устанавливаются размеры элементов входа потока на лопасти: ширина канала в меридианном сечении b1 , расположение входной кромки лопасти и радиус ее средней точки r1, а также входной угол лопасти β1. Ширина b1

толщины их при входе, проверяют принятое значение коэффициента стеснения К1 и в случае необходимости исправляют расчет.

В многоступенчатых насосах нередко при выходе потока из переводного канала

потока в некоторых случаях может оказаться полезным с точки зрения улучшения кавитационных показателей насоса при поступлении потока в первое колесо. Для этого необходима соответствующая конструкция подвода потока к колесу. В условиях начального вращения потока необходимо несколько видоизменить расчет входного угла

в колесо, определяемый конструкцией подвода потока. Угол β1 наклона лопасти определяется, как и раньше, из условия

β1 =. β1,o + .

Некоторое начальное вращение потока позволяет увеличить угол лопасти 1 ,не

прибегая к недопустимым значениям угла атаки , и соответственно уменьшить относительную скорость w1.

Повторных расчетов в связи с предварительным выбором коэффициента стеснения К1 для случая а1 = 90° и б = 0 можно при желании избегнуть.

1 относительных скоростей входа и выхода. Это отношение в целях создания2

более благоприятных условий для безотрывного обтекания потоком поверхности лопастей должно быть близким к единице, если нет проверенного опытом и показавшего высокое значение к. п. д. образца, которому следуют при

анализа колес насосов с высоким значением к. п. д. составляет 1,4.

Расчет выходного (наружного) радиуса r2 колеса вытекает из плана скоростей при выходе потока из колеса. Для определения влияния конечного числа лопастей на расчетный напор H∞ необходимо знать основные размеры колеса. Поэтому расчет элементов выхода из колеса приходится вести методом последовательных приближений.

Первое приближение значения D2 может быть получено следующим путем. Представим основное уравнение насоса в виде

v

где - vu 2 u 2 коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при u2

выходе потока из колеса.

Как показывает опыт, в типовых конструкциях центробежных колес (ns = 70 ÷ 150) этот коэффициент достаточно устойчив и приближенно может быть принят равным 0,5.

Поэтому значение и2 в первом приближении может быть найдено из формулы

Это значение u2 используем для определения r2 в первом приближении

r2 u2 2gH m

Воспользуемся полученным значением r2 Для определения угла β2, числа лопастей Z, коэффициента влияния конечного числа их на напор р и для расчета второго приближения значения r2.

имеются специальные соображения, например необходимость получения на выходе

Коэффициент стеснения лопастями сечения на выходе К2 выбирается предварительно в пределах 1,05—1,1, а затем корректируется.

Число лопастей при расчете по схеме бесконечного числа их должно быть выбрано так, чтобы образовать каналы достаточной длины. Вместе с тем увеличение числа лопастей ведет к увеличению коэффициента стеснения при входе К1, так как толщина лопастей 1 хотя и выбирается возможно меньшей, но ее значение ограничено

условиями технологии изготовления и прочности. Увеличение коэффициента K1 сопровождается возрастанием относительной скорости w1, что нежелательно, потому что последующее ее понижение ведет к гидравлическим потерям. Наивыгоднейшее число лопастей для центробежного колеса, по данным обследования колес с высоким к. п. д.,

Определение начальных параметров перекачиваемого газа (давление, температура, плотность)

Начальное давление определяется из уравнения:

H

- коэффициент гидравлического сопротивления;- средняя плотность газа по воздуху;

Т0 - температура газа, Т0 = 273К;

z- коэффициент сжимаемости газа, определяется по графику z Ркр ,Ткр ,

где Ркр ,Ткр критическое давление и критическая температура газа, соответственно. Приведенная температура газа

Тприв Ткр ,

Т

нач

Где Тнач = 273 + tв , К.

Приведенное давление газа: