Суднові допоміжні механізми

Відцентрові насоси складають вельми обширний клас насосів, які мають найширше застосування в системах охолодження ДВЗ, а також в енергетичних установках з ДВЗ (пожарної системи) і різного призначення. Відцентрові насоси звичайно добре працюють з чистими і рідкими рідинами, хоча у разі потреби непогано працюють і з відносно забрудненими рідинами. Цим вони добре відрізняються від об’ємних насосів, які відносно погано працюють з забрудненими рідинами та з рідинами, що погано змащують робочі органи насосів. У той самий час відцентрові насоси, на одміну від об’ємних, не можуть працювати з густими та в’язкими рідинами.

Область ефективного застосування відцентрових насосів просто визначається через значення коефіцієнту швидкохідності n_s. Зокрема, відцентрові насоси з циліндричною формою лопатей слід використовувати у діапазоні n_s = 50…100. Цей діапазон є найбільш придатним для більшості насосів систем охолодження ДВЗ, і насоси відповідного типу є найпоширенішими серед інших, які теж використовують у подібних системах, але порівняно у менших кількостях. Зокрема, для великих ДВЗ інколи застосовують відцентрові насоси з лопатями двоякої кривизни. Їх проектування має певні відмінності і є дещо складнішим.

Таким чином, у даній роботі розглядається  методика проектування найбільш поширеної групи відцентрових насосів, де містяться усі основні елементи проектування насосів такого типу. Опанування цієї методики необхідне для фахівців, що проектують сучасні ДВЗ та установки з ДВЗ різного призначення. Крім того, знання основи проектування найбільш поширеного типу відцентрових насосів буде корисним для фахівців багатьох галузей, де звичайно застосовують насоси такого типу.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ КОРАБЛЕБУДУВАННЯ

імені адмірала Макарова

Машинобудівний  інститут

Кафедра ДВЗ

 

Завдання

на виконання курсового  проекту з дисципліни

«Суднові допоміжні  механізми»

Виконати проект відцентрового насосу

Розхід насосу Q =    100     м³/год;

Питома робота L =      800    Дж/кг;

Максимальна висота всмоктування h_вс =      5,0    м;

Призначення насосу – для системи побутового водопостачання – прісної побутової води. Температура води t_w =     20   ^оС.

I. Розрахунково-пояснювальна записка (35…40 аркушів формату А4):

Завдання

Вступ

1. Визначення критичного кавітаційного запасу енергії Δl_кр, коефіцієнту кавітаційної швидкохідності С, кутової швидкості обертання ротору насоса ω та коефіцієнту швидкохідності n_s.
2. Визначення основних розмірів робочого колеса.
3. Розрахунок і побудова меридіанного перерізу робочого колеса.
4. Розрахунок і побудова середньої лінії лопаті робочого колеса в плані.
5. Розрахунок та профілювання спірального відвідного каналу трапецієвидної форми методом R·C_u = const.
6. Оцінка дійсної (допустимої) висоти всмоктування насоса.
7. Опис конструкції спроектованого насоса та оцінка його придатності для виконання призначення.

Висновок по проекту

Література

 

II. Графічна частина:

розріз насосу вздовж вісі ротора (1 арк., формат А1);

побудова вхідних і  вихідних трикутників швидкостей (2 арк., формат А4);

побудова меридіанного перерізу робочого колеса (1 арк., формат А4);

побудова лопаті робочого колеса в плані (1 арк., формат А4);

побудова спірального відвідного каналу трапецієвидної форми (1 арк., формат А3).

 

Срок здачі проекту: ___________

Виконавець студент: ________________________________гр.__________

Лектор_____________________________________________

Керівник___________________________________________

 

1. Визначення критичного кавітаційного запасу енергії Δl_кр, коефіцієнту кавітаційної швидкохідності С, кутової швидкості обертання ротору насоса ω та коефіцієнту швидкохідності n_s

Критичний кавітаційний запас  енергії насосу ∆l_кр обчислюємо за формулою

 

 

_{де  ра - тиск на вільній поверхні рідини в резервуарі, Па. Вважаємо, що в резервуарі атмосферний тиск, тому приймаємо ра = 100000 Па;рп - тиск насичених парів рідини, яка перекачується, при заданій температурі, Па; вибираmбираємо ρ = 998,23 кг/м³ при tw = 20 ^оС (з додатку 2);}l_тп - величина втрат в прийомному патрубку, м²/с²; g = 9,8 м/с² - прискорення вільного падіння; h_вс - максимальна висота всмоктування, м (h_вс = 5 м, надана у завданні); А = 1,15…3 - коефіцієнт запасу [1]; приймаємо А = 1,2.  
        Величина втрат в прийомному патрубку

де l_l - опір тертя, м²/с²; - місцеві опори, м²/с².

          За формулою Дарсі-Вейсбаха

 

де l - загальна довжина  трубопроводу, м; d - його внутрішній діаметр, м;w - швидкість рідини в трубах, м/с; - коефіцієнт опору тертя для шорстких труб (легка корозія).

Найбільша  довжина  трубопроводу  і  інші  характеристики  прийомного

тракту повинні визначатися  з урахуванням можливого застосування насосу. В нашому випадку дозволяється не проектувати систему, тож усі зазначені параметри для визначення l_тп не можуть бути обраховані точно. Виходячи з цього, значення l_тп не рахуємо, а обираємо з рекомендацій [1]; приймаємо l_тп = 4 м²/с².

          На підставі всього зазначеного вище рахуємо

 

При відомих Δl_кр, Q, C частоту обертів ротору насосу ω обчислюємо з виразу

де Q=0,0175м/с=63/3600

        Частота обертання ротору

З урахуванням того, що цей насос повинен мати електропривод, отримане значення потрібно відкоригувати  до найближчого довідникового значення, яке притаманне звичайним електродвигунам відповідної потужності (потужність захується нижче, але для нашої потреби її можна визначити попередньо, приблизно). Найближча частота для електродвигуна складатиме 2950об/хв. (прийнята з додатку3). Прийнятий електродвигун типу А91-2 задовольнить умови приводу насосу.

       Відповідно  кутова швидкість

Скориговане значення коефіцієнта кавітаційної швидкості С

Отриманий коефіцієнт кавітаційної швидкохідності С не виходить за межі рекомендованих значень тому можна лишити С=799,5

         Рахуємо  коефіцієнт швидкохідності

 

 

n_s = 33.20; С = 791,29; Δl_кр = 20,77 м²/с²; ω = 308.78 с^-1 ; n = 2950 об/хв.

2. Визначення основних розмірів робочого колеса

Розрахунок робочого колеса насоса можна умовно розділити на дві частини: визначення вхідних і вихідних розмірів колеса.

Вхідні параметри:

D₀ – діаметр входу в робоче колесо;

D₁ – діаметр середньої вихідної кромки лопаті робочого колеса;

∆₁ – товщина лопаті на вході;

β₁ – кут установки лопаті на вході.

Вихідні параметри:

D₂ – зовнішній діаметр робочого колеса;

∆₂ – товщина лопаті на виході з колеса;

β₂ – кут установки лопаті на виході.

Вищезазначені параметри визначаються з використанням рівнянь витрати рідини та основного рівняння лопатевих насосів (рівняння Ейлера).

Для визначення основних розмірів робочого колеса (рис. 1.) ми маємо наступні значення Q, L, ω, C, n_s.

Розрахунок слід розпочинати  з визначення ККД насоса η:

,

де η_г – гідравлічний ККД. Значення η_г сучасних насосів залежить від n_s і дорівнює 0,85…0,95;

η_о – об’ємний ККД. Середнє значення η_о = 0,9…0,98;

η_мвн – коефіцієнт, який враховує тертя дисків колеса о воду;

 η_сп – коефіцієнт, який враховує втрати в сальниках та підшипниках.

Рис. 1. Схема робочого колеса відцентрового насоса

Гідравлічний ККД знаходиться  по D_1пр спочатку в першому наближенні, а потім уточнюється з врахуванням зміни діаметрів.

D_1пр – приведений (середньоквадратичний) діаметр на вході в колесо, мм.

Приведений діаметр в  першому наближенні обчислюється за формулою:

,

де k_D1 – коефіцієнт вхідного діаметру;

Q₁ – розхід рідини через одне колесо, м³/с.

,

де k_Со – коефіцієнт, який залежить від С (див. рис. 2.)

Рис. 2. графік залежності k_Со = f(С).

k_co = 1,13773E-14C⁴ - 9,89853E-11C³ + 2,93714E-07C² - 3,81115E-04C + 2,38791E-01 = k_co= 1,13773E-14×791,29⁴ - 9,89853E-11×791,29³ + 2,93714E-07×791,29² - 3,81115E-04×791,29 + 2,38791E-01 = 0.063

 

Приймаємо k_Со = 0,063.

Розхід рідини через одне колесо дорівнює:

,

де z_п – кількість потоків (коліс) в насосі, шт. Приймаємо z_п = 1.

(м³/с).

(м).

Приведений діаметр в другому наближенні обчислюється після остаточного визначення d_ст і D₁ за формулою:

,

де d_ст – діаметр маточини робочого колеса, м;

D₁ – діаметр середини вхідної кромки лопаті робочого колеса, м.

Діаметр маточини робочого колеса залежить від діаметру вала ротору насоса і приймається конструктивно:

,

де d_в – діаметр вала ротора насосу, м.

Зазвичай діаметр вала ротору насоса визначають при конструктивній проробці схеми насосу з врахуванням критичної частоти обертів. Орієнтовно d_вс визначаємо спрощеним розрахунком на скручування з заздалегідь заниженими допустимими напруженнями:

,

де M_к – крутний момент на валу ротора насосу, Н∙м;

[τ_кр] = (300…500) ∙10⁵ Па – допустиме напруження на скручування для вала круглого перетину виготовленого зі сталі [3].

Приймаємо [τ_кр] = 300 ∙10⁵ Па

Розрахунок ступеня насоса вимагає  вдаватися до ряду наближень, ітерацій. Завдяки машинним розрахункам необхідна кількість таких ітерацій не має великого значення. Надалі в роботі перші наближення розрахункових параметрів не приводяться, а вказуються лише їх остаточні значення.

Крутний момент на валу ротора насосу обчислюється за формулою:

,

де N_в – потужність на привід вала ротора насосу, Вт.

,

(Вт),

(Н∙м),

(м),

Приймаємо діаметр валу 0,020 м

(м).

Приймаємо діаметр маточини робочого колеса 0,03 м

Діаметр середини вхідної кромки лопаті робочого колеса для насосів з n_s = 80…120 згідно з [2] знаходиться у межах:

,

де D₀ – діаметр входу в робоче колесо, м.

Діаметр входу в робоче колесо обчислюється за формулою:

,

де Q_р – розрахунковий розхід через робоче колесо насоса з врахуванням об’ємних втрат рідини через ущільнення, м³/с;

с_о – швидкість рідини в кільцевому прийомному отворі робочого колеса, м/с. Ця швидкість повинна знаходитися в межах 2…6 м/с.

Розхід рідини через робоче колесо насоса з урахуванням додаткових паразитних течій обчислюється за формулою:

,

(м³/с).

 

Швидкість рідини в кільцевому прийомному отворі робочого колеса згідно з теорією подібності повинна дорівнювати:

,

(м/с).

Згідно з такою швидкістю

(м).

Приймаємо D₀ = 0,07 м і D₁ = D₀ = 0,07 м.

Тож приведений діаметр в другому наближенні дорівнюватиме:

(м).

Значення гідравлічного ККД:

Об’ємний ККД обчислюється за формулою:

,

Коефіцієнт, який враховує тертя дисків колеса об воду, розраховується за формулою:

,

.

Коефіцієнт, який враховує втрати в  сальниках та підшипниках, лежить в межах 0,95…0,98. Приймаємо .

Результуюче значення ККД  насоса дорівнюватиме:

Кут установки лопаті на вході визначається за формулою:

,

де β₁₀ – кут безударного входу, град;

δ – кут атаки, град.

Значення кута знаходиться в  межах від 0 до 15°[2]. Враховуючи особливості застосування насосу, що проектується, в нашому випадку доцільно прийняти δ як величину, яка доповнює кут β₁ до цілого числа градусів. Введення кута атаки міняє конфігурацію вхідного трикутника, перетворюючи його в косокутний трикутник (див. рис. 3.)

Кут безударного входу  визначається за формулою:

,

де с_1m – меридіанна складова абсолютної швидкості потоку рідини на вході в робоче колесо, м/с;

u₁ – колова швидкість потоку рідини на діаметрі D₁, м/с.

,

(м/с).

Меридіанна складова абсолютної швидкості  потоку рідини на вході обчислюється як:

,

де –швидкість рідини в районі повороту протока в робочому колесі, м/с;

k₁ – коефіцієнт захаращення каналу колеса лопатями на вході.

(м/с).

,

де z – число лопатей робочого колеса насосу;

∆S₁ – перетин лопаті на вході, нормальний до радіуса, м (рис. 1).

Оптимальна кількість лопатей  робочого колеса обчислюється за формулою:

,

де k = 6,5 для литих коліс з відносно великою товщиною лопаті і k = 8 для робочих коліс з лопатями з листового матеріалу. Приймаємо k = 6,5.

Попереднє значення зовнішнього діаметру робочого колеса визначається згідно з теорією подібності за формулою:

,

(м)

Виходячи із забезпечення мінімальних втрат, попереднє значення величини кута β₂ повинно бути обране з табл. 1.

Таблиця 1. Залежність β₂ від n_s