Гидравлический расчет проточной части центробежного насоса НЦВС 40/30

2. Гидравлический расчет проточной части центробежного насоса НЦВС 40/30

2.1.1Расчет основных параметров насоса

Выбор системы насоса определяется коэффициентом быстроходности по формуле

- угловая скорость С^-1

h = частота вращения, мин^-1

Q_S – подача, м³/с

H – напор, дм/кг

η_S =

Практика показывает, что коэффициент быстроходности (η_S) судового насоса с удовлетворительным КПД должен быть в пределах:

 η_S = 80-150; .

В нашем случае принимаем:

(Рис. 2.1.)

2.1.2 Критический кавитационный запас энергии определяется по формуле:

 дм/кг, где

g – ускорение сил тяжести, м³/с

ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м³

Р_а – давление на выходе, Па

Р_n – давление парообразование при заданной температуре, Па

А – коэффициент запаса

H_Bc-геометрическая высота всасывания, м

h_Tn- гидравлические потери в прямом трубопроводе, Дм/кг

А = 2; Н = 4 м; Р_а = 9,8 · 10⁴ Па;

Принимаем

h_Тn= 15 дм/кг

 дм/кг

2.1.3   Максимально допустимая частота вращения определяется по формуле

мин^-1, где

С_кр – кавитационный коэффициент быстроходности, выбирается в зависимости от n_S: для циркулярного насоса С_кр = 1000÷Q₁ – принимаем равным Q_Tk имеет колесо с односторонним всасыванием.

 мин^-1

Рабочая частота меньше максимальной.

2.1.4   Приведенный диаметр входа в колесо определяется по формуле:

 мм

D₁прав – mm

n= мин^-1

D₁прав = 4 · 10³ · = 61,9 мм

2.1.5   Гидравлический КПД насоса определяется по формуле Ламакина А. А.

, где

D₁прав – мм

2.1.6   Объемный КПД насоса определяется по формуле

2.1.7   Максимальный КПД насоса

Механический КПД насоса принимается:

Принимаем η_мех=0,95

2.1.8   Полный КПД насоса

2.1.9   Мощность, потребляемая насосом (колесом)

 кВт

вт

2.1.10            Мощность на валу электродвигателя с учетом 10% запаса

N_ДВ=1,1·N кВт

N_ДВ=1,1·4425,69=4868,26 вт

2.2 Определение основных размеров рабочего колеса

2.2.1 Крутящий момент на валу насоса.

 Н,М, где (2.10)

η– обороты вала насоса, Мин^-1

кгс · м = 26,13 Н.М

2.2.2 Диаметр вала насоса

М., где

Z_кр – допускаемое значение напряжения на кручение для стальных валов, Z_кр= 130 кг/см²

 см

2.2.3 Диаметр вала с учетом шпонки, определяется d_в

d_в= 3,2 см = 0,032 м

2.2.4 Концевой диаметр втулки колеса

d_вт=(1,25 – 1,45) · d_в мм

d_вт=(1,35 ·0,032) = 0,0432 м

2.2.5 Расчетная производительность колеса с учетом потерь

2.2.6 Скорость жидкости во входе сечений рабочего колеса в первом приближении определяется по формуле Руднева С. С.

 м/с, где

Q´ - м³/с

η – мин^-1

 м/с

2.2.7 Диаметр выхода в колесо

 (м)

D₀=0,619² + 0,0432² = 0,0755 м

2.2.8 Окончательная скорость выхода:

м/с

 м/с

2.2.9 Радиус средней точки входной кромки лопатки:

м

 м

2.2.10 Меридиальная составляющая абсолютной скорости потока до стечения сечения лопасти принимается равной скорости на выходе:

С´_м= с₀=3,82 м/с

2.2.11 Ширина водного сечения канала в меридиальном сечении определяется из уравнения неразрывности:

м

2.1.12 Коэффициент смещения сечения телом лопаток:

К₁= 1,1 – 1,15

Принимаем К = 1,15

2.2.13 Меридиальная составляющая абсолютной скорости с учетом стеснения сечения телом лопаток:

С_m1 = K₁ · C´m м/с

С_m1 = 1,15 · 3,82 = 4,39 м/с

2.2.14 Переносная скорость при входе в кольцо:

м/с

U₁ = 3,14 · 0,0,3 = 9,42 м/с

2.2.15 Входной угол без ударного поступления потока на лопатку определяется по формуле:

Β_1.0 = 27°

2.2.16 Угол атаки (угол между направляющим β_1.0 лопатки и относительной скоростью W₁).

Для уменьшения гидравлических сил, потерь в области рабочего колеса и увеличении его кавитационных свойств при проектировании насосов принимают угол атаки, равный:

δ = 3 : 8^°

Принимаем: δ = 7°

2.2.17 δ и β_1.0 определяем входной угол наклона лопатки.

β₁ =β_1.0 + δ

β₁ =27+7=34°

2.2.18 Геометрический напор колеса

дж/кг

дж/кг

2.2.19 окружная скорость в первом приближении

м/с, где

К_u2 – коэффициент отношения окружной составляющей абсолютной скорости при выходе потока из колеса U₂. Принимаем К_u2 = 0,5

 м/с

2.2.20 Наружный радиус колеса в первом приближении

 м

 м

2.2.21 Меридиальная составляющая абсолютной скорости потока на выходе из колеса без учета стеснения:

м/с

 м/с

2.2.22 Коэффициент стеснения потока сечения лопатки на выходе из колеса:

К₂ = (1,05 – 1,1) = 1,1

2.2.23 Отношение относительных скоростей входа и выхода принимаются равными.

W₁/W₂ = 1,15

2.24 Угол выхода лопатки определяется по выбранному отношению: ,

относительно скоростей по формуле:

Для современных насосов β₂ = 17 - 30°

2.2.25 Наиболее выгодное число лопаток

Z = 6 лопаток

2.2.26 Коэффициент ψ определяется по формуле:

Ψ = (0,55 – 0,65) + 0,6· sinβ₂

Коэффициент в скобках зависит от шероховатости проточной части рабочего колеса.

Ψ = (0,55 – 0,65) + 0,6· sin26^° = 0,808

2.2.27 Поправочный коэффициент, учитывающий конечное число лопаток, определяется по формуле:

2.2.28 Расчетный напор

Н∞(1+Р)·Н_Т Дж/кг

Н∞(1+0,41)·357,1=528,89 Дж/кг

2.2.29 Меридиальная составляющая скорости потока c учетом стеснения телом лопатки на выходе:

 м/с

 м/с

2.2.30 наружный радиус рабочего колеса

 м

2.2.31 Наружный диаметр рабочего колеса

D₂ = 2 · R₂ м

D₂ = 2 · 0,077 = 0,154 м

2.2.32 Ширина канала рабочего колеса на выходе

м

2.2.33 Толщина лопатки рабочего колеса выбирается в интервале δ = 2 – 9. Выбираем δ = 5 mm.

2.2.34 Проверка предварительно выбранных коэффициентов стеснения сечения телом лопаток

2.2.35 Относительная скорость на входе

 м/с

2.2.36 Относительная скорость на выходе

м/с

2.3 Профилирование канала рабочего колеса в меридиальном сечении

Применяется линейный закон изменения С´m₁ до значения С´m₂ в функции от радиуса R.

R_вх=0,03 м = R₁

R_вых=0,077 м = R₆

C_mвх= 3,82 м/с

C_mвых= 3,06 м/с

Закон изменения ширины канала Bi в зависимости от С_mi имеет вид:

Изменение C_mi от R_i и B_i от С_mi и R_i как С_mi = f(R₁) и B_i = f(C_mi; R₁)

Можно изменить в табличной форме. (табл. 2.3.1.)

Таблица 2.3.1. Профилирование канала рабочего колеса

№	Ri (м)	Сmi (м/с)	Вi (м)
1	0,03	3,799	0,016
2	0,0394	3,611	0,0128
3	0,0448	3,435	0,0109
4	0,0582	3,259	0,0096
5	0,0676	3,083	0,0087
6	0,077	2,906	0,0081