2. Задание на курсовой проект

Спроектировать судовой центробежный насос с параметрами:

1. Производительность (подача) Q = ....... м³/ч.

2. Напор H = ......... м вод. столба.

3. Частота вращения n = ......... об/мин.

4. Число ступеней насоса – 1.

5. Рабочая жидкость – вода.

В пояснительной записке отразить особенности технической эксплуатации центробежных насосов.

Состав графической части курсового проекта:

Лист 1. Графики к расчетам центробежного насоса (формат А1).

Лист 2. Сборочный чертеж центробежного насоса (формат А1).

Лист 3. Рабочий чертеж рабочего колеса насоса (формат А2).

Лист 4. Рабочий чертеж вала насоса (формат А2).

Примечание. В отдельных случаях преподаватель может задать иную конструктивную схему насоса, т.е. количество его ступеней и рабочих колес.

3. Расчет рабочего колеса

3.1 Коэффициент быстроходности рабочего колеса:

n_S = 3,65 n Q ^0,5 / Н ^0,75.

В данную формулу n подставляется в об/мин, Q – в м³/с, Н – в м вод.ст. В зависимости от полученного значения n_S выбирается тип рабочего колеса (тихоходное, средней быстроходности, быстроходное, диагональное или осевое) и принимается значение m = D₂/D₀ в соответствии с классификацией рабочих колес [1, с.68, 69], [2, с.106, 107].

3.2 Коэффициент полезного действия насоса.

Гидравлический и объемный КПД центробежных насосов можно количественно оценить с помощью эмпирических зависимостей:

.

В указанные формулы значение приведенного диаметра D_1п подставляется в мм.

Обычно значения гидравлического и объемного КПД центробежных насосов находятся в диапазонах: _г = 0,8...0,95 и _о = 0,9...0,99. Значение механического КПД насоса принимается из диапазона _м = 0,9...0,95.

Полный КПД насоса  = _г _о _м .

3.3 Мощность на валу насоса (т.е. мощность подведенная от приводного двигателя).

Для определения мощности следует воспользоваться известной зависимостью, общей для всех гидравлических машин с учетом КПД насоса (см., например [1, 2]).

3.4 Крутящий момент на валу насоса.

Величина крутящего момента вычисляется по известным мощности и частоте вращения с помощью известной зависимости.

3.5 Диаметр вала насоса под рабочим колесом.

Предварительно определяется минимально допустимый диаметр вала из условия прочности при кручении. Расчетная формула заимствуется из теории дисциплины «Сопротивление материалов» или «Детали машин». Далее принимается значение диаметра вала D_В под рабочим колесом из стандартного ряда, большее, чем минимально допустимое значение.

3.6 Диаметры рабочего колеса.

Диаметр ступицы: D_ст = (1,4...2,0) D_В .

Диаметр входа в межлопастной канал:

Диаметр входа в рабочее колесо: D₀ = (0,9...1,0) D₁ .

Наружный диаметр рабочего колеса: D₂ = m D₀.

3.7 Абсолютная скорость жидкости на входе в кольцевое приемное отверстие рабочего колеса

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

3.8 Абсолютная скорость жидкости на входе в межлопастной канал рабочего колеса:

C₁ = C₀ / ₁ ,

где ₁ = 0,85...0,9 – коэффициент стеснения входного сечения от толщины кромок лопастей.

3.9 Окружная скорость на входе межлопастной канал рабочего колеса:

u₁ = 0,5 D₁  ,

где  - угловая скорость рабочего колеса..

3.10 Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на входе принимаются равными С_1r = С₁, С_1u = 0, что соответствует радиальному течению жидкости на входе.

3.11 Угол установки лопасти на входе:

₁ = arctg C₁ / u₁ .

Значение угла ₁ должно находится в диапазоне 15⁰...30⁰.

3.12 Теоретический напор колеса при бесконечном числе лопастей:

H_T = H / (k _г) ,

где k - коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопастей на напор. Предварительно значение принимается из диапазона 0,6...0,8.

3.13 Окружная скорость на выходе из рабочего колеса

u₂ = 0,5 D₂  .

3.14 Радиальная состовляющая абсолютной скорости на выходе принимается равной С_2r = C_1r .

3.15 Угол установки лопасти на выходе:

Значение угла ₂ должно находится в диапазоне 15⁰...30⁰. В случае, если они выходят за диапазоны, необходимо повторить расчеты начиная с п.3.5, скорректировав значения некоторых параметров (D_1П, D_В, D_ст, D₀, k или _г).

3.16 Ширина лопасти на входе и выходе из рабочего колеса:

где ₁ = 0,88...0,92 – коэффициент стеснения выходного сечения от толщины лопастей.

3.17 Количество лопастей рабочего колеса:

Значение Z_Л округляется до целого.

3.18 Уточнение значения коэффициента k влияния конечности числа лопастей на напор, используя эмпирическую зависимость

.

Уточненное значение коэффициента не должно отличаться от ранее принятого (п.3.12) более чем на 5%. В противном случае необходимо повторить расчет, используя уточненное значение k.

3.19 Профилирование лопасти рабочего колеса.

Принимается, что лопасть имеет профиль в виде дуги окружности. Для ее построения вычисляются радиус r дуги лопасти и радиус R_ц окружности расположения центров этих дуг по формулам:

Используя значения r и R_ц , выполняется графическое построение лопастей рабочего колеса в графической части курсового проекта.

3.20 Расчет и построение напорной характеристики насоса.

3.20.1 Теоретическая напорная характеристика при бесконечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида

H_T = A_ – B_ Q ,

где

Для ее графического построения вычисляются два значения напора H_T при подачах Q=Q_ном и Q=0. В координатах H - Q эта напорная характеристика представляет собой наклонную прямую линию.

3.20.2 Теоретическая напорная характеристика при конечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида

H_T = A – B Q ,

где A = k A_ ; B = k B_ .

Графическое построение выполняется аналогичным образом.

3.20.3 Действительная напорная характеристика.

Действительная напорная характеристика H(Q) представляет собой падающую криволинейную зависимость. Ее графическое построение осуществляется приблизительным образом, исходя из двух положений: 1) кривая H(Q) проходит через точку номинального режима работы H_НОМ – Q_НОМ ; 2) гидравлические потери (соответствующие расстоянию по вертикали между линиями H(Q) и H_т(Q)) обычно обеспечиваются наименьшими в области номинального режима. Таким образом, действительную напорную характеристику можно приблизительно построить, проводя от руки падающую кривую линию, проходящую через точку номинального режима H_НОМ – Q_НОМ, причем так, чтобы вертикальное расстояние между ней и линией H_т(Q) было наименьшим в области номинального режима.

Действительная и обе теоретические напорные характеристики приводятся в графической части проекта.