Проектирование насоса для циркуляции масла - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектирование насоса для циркуляции масла

Назначение и описание конструкции электронасоса герметичного ЭЦТЭ. Расчет его проточной полости. Профилирование лопастей центробежного колеса. Выбор типа подвода лопастного насоса. Проектирование проточной полости отвода. Расчет шпоночного соединения.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
1. Назначение насоса и описание конструкции насоса
2.1.Определение коэффициента быстроходности насоса, оценка требуемых кавитационных качеств
2.2 Определение основных размеров лопастного колеса
2.3 рофилирование меридианного сечения центробежного колеса
2.4 Расчет предвключенного устройства
2.5 Расчет осевых и радиальных сил, действующих на ротор, выбор способов их разгрузки
2.6 Оценка прочности и жесткости вала насоса. Расчет подшипников вала
2.7 Определение потерь энергии в насосе и уточнение КПД насоса
3. Профилирование лопастей центробежного колеса
3.1 Построение меридианного сечения рабочего колеса
3.2 Подготовка меридианного сечения колеса для профилирования лопастей
3.3 Построение координатной сетки на развертке цилиндра
3.4 Профилирование средней поверхности лопасти на развертке цилиндра
3.5 Построение меридианных сечений средней поверхности лопасти на меридианной проекции колеса
3.6 Оценка качества профилирования лопасти рабочего колеса
3.7 Построение меридианных сечений лицевой и тыльной поверхности лопасти
3.8 Выполнение рабочего чертежа для изготовления лопастей колеса
4. Выбор типа подвода лопастного насоса
5. Проектирование проточной полости отвода
7. Спецификация к сборочному чертежу
1. Назначение насоса и описание конструкции насоса
При выполнении курсового проекта в качестве прототипа был использован насос типа ЭЦТЭ. Электронасос герметичный типа ЭЦТЭ предназначен для обеспечения циркуляции трансформаторного масла и других сходных по химико-физическим свойствам жидкостей. Электронасос центробежный, одноступенчатый, моноблочный с мокрым электродвигателем. Литой чугунный корпус с осевым входным и радиальным напорным патрубками фланцем крепится к электродвигателю. Лопастное колесо и шнек насоса с помощью гайки (являющейся одновременно обтекателем) закреплены на валу консольно. Осевое усилие уравновешивается с помощью импеллеров на заднем диске лопастного колеса. Внутренняя полость статора электродвигателя, а также его роторные элементы негерметичны по отношению к внешнему потоку масла. Трансформаторное масло обладает диэлектрическими и смазывающими свойствами, поэтому внутренняя зона электродвигателя легко охлаждается, и подшипники качения смазываются перекачиваемым маслом. Масло омывает опорные подшипники насоса, проходит через зазор между ротором и статором электродвигателя, снимая с них выделяющееся тепло, и через разгрузочные отверстия в лопастном колесе и осевое отверстие в вале насоса возвращается на всасывание рабочего колеса. Пример условного обозначения насоса ЭЦТЭ 108-50: Э - электронасос; Ц - центробежный; Т - трансформаторный; Э - тяговое исполнение; 60 - подача в ; 20 - напор в м.
2. Расчет элементов проточной части центробежного насоса и их характеристик
2.1 Определение коэффициента быстроходности насоса, оценка требуемых кавитационных качеств
Заданы следующие параметры лопастного насоса:
подаваемая жидкость - масло трансформаторное;
1. Определяем коэффициент быстроходности насоса:
2. По уравнению Руднева определяем требуемые кавитационные качества насоса:
принимаем по ГОСТ 6134-87 с учетом условий работы насоса
Получили , следовательно, перед центробежным колесом необходимо установить специальное осевое колесо - шнек.
2.2 Определение основных размеров лопастного колеса
1. Определяем наружный диаметр колеса :
2. Определяем ширину колеса на выходе:
3. Определение диаметра горловины (входной кромки колеса) :
- коэффициент приведенного диаметра входа в колесо, выбирается с учетом энергетических и кавитационный качеств насоса. Принимаем
Для определения , кроме надо знать диаметр втулки колеса . Диаметр втулки зависит от диаметра вала , который надо определить расчетом из условий прочности (передача крутящего момента) и жесткости (прогиб вала) при передаче потребляемой мощности насоса.
4. Мощность, передаваемая валом насоса:
КПД насоса необходимо оценить еще на стадии проектирования насоса.
5. Крутящий момент, передаваемый валом насоса:
6. Минимальный диаметр вала по условиям прочности:
На начальной стадии проектирования ориентировочно можно принять для одноступенчатого насоса .
Полученный расчетом - минимальный по условиям прочности. Его следует округлить в большую сторону до нормального стандартного ряда линейных размеров. Принимаем
После эскизной проработки насоса следует оценить жесткость вала (прогиб, критическую частоту вращения) и при необходимости изменить (увеличить) диаметр вала.
7. Диаметр втулки колеса назначается конструктивно с учетом посадки колеса на вал и передачи крутящего момента:
По известным и определяем диаметр :
Получили основные размеры лопастного колеса:
8. Выбор числа лопаток колеса и толщины лопаток :
Число лопаток зависит от типа колеса (от ). По опытно-статистическим данным для центробежных насосов с в пределах от 60 до 180 рекомендуется . Принимаем .
Толщина лопаток выбирается с учетом технологии изготовления и прочности. Обычно лопатки тоньше на входе и выходе, а - в средней части.
9. Выбор угла выхода лопаток колеса :
Угол выбирается с учетом коэффициента и требуемой формы напорной характеристики насоса.
По опытно-статистическим данным для рекомендуется Принимаем .
Определим диаметр центробежного колеса с учетом заданного напора Н и принятого числа лопаток , их толщины и угла выхода лопаток колеса .
На основе гидродинамической теории лопастных решеток получена следующая формула для :
- расход жидкости через лопастное колесо;
- коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопаток колеса.
- коэффициент стеснения на выходе из колеса.
- гидравлический КПД ступени насоса;
- момент скорости жидкости на входе в лопастное колесо. Для центробежного колеса с предвключенным шнеком при осевом подводе в формуле для расчета принимаем .
Сравниваем и . Разница получилась небольшой, что является проверкой правильности расчетов.
Уточненный диаметр рекомендуется несколько увеличить (на 2-3 мм) до благоприятного размера:
2.3 Профилирование меридианного сечения центробежного колеса насоса
профилируем меридианное сечение колеса.
Контур меридианного сечения выполняем из отрезков прямых линий и дуг окружностей, избегая лекальных кривых - это значительно упрощает изготовление колеса. Площадь нормального сечения между дисками колеса должна изменяться плавно от входа до выхода.
На участке поворота меридианного сечения из осевого направления в радиальное проходную площадь меридианного сечения следует увеличить примерно на 20-30% по отношению к прямолинейному закону изменения площади. Местное расширение площади на повороте меридианного сечения соответствующей компенсирует стеснение площади лопатками колеса, которые обычно начинаются в этой зоне, и уменьшает неравномерность распределения скорости жидкости. Это расширение следует выполнить за счет увеличения кривизны переднего диска колеса.
Рис.1. Меридианное сечение центробежного колеса.
Для выяснения, как изменяется площадь F от входа до выхода меридианного сечения, строим график , где l - средняя линия меридианного сечения колеса. Для построения графика в намеченное меридианное сечение колеса вписываем 10 окружностей от входа до выхода примерно через равные расстояния между центрами окружностей. Центр первой окружности располагается на линии, проведенной перпендикулярно оси колеса через центр дуги радиуса , а центр последней окружности располагается на линии выхода колеса . Центры вписанных окружностей нумеруются от 1 до 10 от входа к выходу и соединяются плавной тонкой линией - получаем линию центров вписанных окружностей. Соединяя центра вписанных окружностей плавной линией, получим среднюю геометрическую линию меридианного сечения. Центры вписанных окружностей нумеруются цифрами 1, 2, 3, … от входа к выходу.
Площадь нормального сечения междискового пространства колеса на входе и выходе определяется по формулам:
а площади промежуточных сечений приближенно определяются по формуле:
где - расстояние от оси колеса до центра рассматриваемой окружности,
Результаты вычислений сводим в таблицу 1.
Расстояние вдоль линии центров меридианного сечения от первой точки до каждой последующей точки определяется по чертежу в мм.
Было установлено, что принятые размеры , , , дают величину расширения проточной части рабочего колеса 28%, что является приемлемым результатом.
Меридианное сечение колеса показано на рис. 1 (см. выше).
На окончательно принятом меридианном сечении колеса намечаем входную кромку лопаток колеса.
2.4 Расчет предвключенного устройства
Было установлено, что для обеспечения требуемого кавитационного запаса перед лопастным колесом необходимо установить специальное осевое колесо - шнек.
Диаметр втулки шнека принимаем равным диаметру втулки центробежного колеса:
Для шнеко-центробежных ступеней рекомендуется: .
Определяем расчетный диаметр шнека. Согласно рекомендации С.С. Руднева и И.В. Матвеева, принимаем
Определение напора шнека. Проверка выполнения условия бескавитационой работы центробежного колеса.
Напор шнека должен быть таким, чтобы выполнялось условие бескавитационной работы центробежного колеса шнеко-центробежной ступени насоса:
1. Задаем ряд значений угла выхода относительного потока за шнеком на расчетном диаметре 10; 15; 20; 25; 30; 35; 40.
2. Для каждой величины угла вычисляем окружную составляющую абсолютной скорости жидкости на расчетном диаметре шнека:
Окружная скорость шнека на расчетном диаметре:
Средняя меридианная скорость жидкости на выходе из шнека:
3. Определяем теоретический напор шнека на расчетном диаметре для принятых величин угла . При отсутствии закрутки потока на входе в шнек :
Принимаем гидравлический КПД шнека: =0,6.
5.Для углов вычисляем суммарную величину напора на входе в центробежное колесо , где принимаем .
Расчет ведется по II критическому режиму, поэтому принимаем =0,3.
Расчет ведется в табличной форме (см. таблицу 2).
6. Определяем критический кавитационный запас центробежного колеса для принятых углов :
Из треугольника скоростей на входе в колесо имеем:
По данным расчета центробежного колеса определяем и .
Меридианная составляющая абсолютной скорости жидкости на входе в колесо в точке b без учета стеснения определяется как:
где расход жидкости через колесо равен:
а площадь вписанной окружности с центром в точке 4, образованная пересечением средней линии тока меридианного сечения колеса с намеченной входной кромкой, берем из таблицы 1: .
Окружная скорость лопасти колеса в точке b:
где =0,11 м - диаметр, на котором расположена точка b входной кромки лопасти колеса.
Окружная составляющая абсолютной скорости жидкости на входе в колесо в точке b:
Число кавитации лопастного колеса для II критического режима определяем по эмпирической формуле В.Б. Шемеля:
- относительна толщина лопаток на входе в колесо
Расчет ведется в табличной форме (см. таблицу 3).
По данным таблицы строим график , который совмещаем с предыдущим графиком (см. рис. 3).
Рис. 3. Энергетическое согласование шнека и центробежного колеса.
8. Определяем угол натекания относительного потока по лопасти шнека на расчетном диаметре.
Жидкость подводиться к шнеку без закрутки . Из треугольника скоростей на входе в шнек:
9. Из ряда углов , удовлетворяющих условию бескавитационной работы центробежного колеса, принимаем угол. При этом разность углов <, что позволяет применить шнек постоянного хода с углом наклона лопастей на расчетном диаметре и углом атаки на расчетном диаметре:
10. Определяем ход винтовой поверхности лопастей шнека
Применительно к токарно-винторезному станку 1К62 принимаем ближайший стандартный ход .
11. Уточняем величину угла для принятого хода шнека :
Уточненная величина угла лежит в зоне углов, удовлетворяющих условию бескавитационной работы центробежного колеса.
12. Уточняем угол атаки на расчетном диаметре шнека:
Угол атаки лежит рекомендованных пределах .
13. По графикам(рис. 3) для угла определяем величины:
Определяем напор шнека для принятого хода .
Ожидаемый кавитационный коэффициент быстроходности центробежного колеса:
14. Проверяем выполнение условия бескавитационной работы центробежного колеса:
Условие бескавитационной работы колеса выполняется.
1. Принимаем: а) густоту лопастной решетки шнека на среднем диаметре
2. Определяем осевую длину лопастей шнека на среднем диаметре:
3. Для улучшения кавитационных качеств шнека входные кромки лопастей обтачиваем по конической поверхности.
Принимаем длину конусной части лопастей шнека:
Определяем осевую длину лопастей шнека на диаметре втулки:
Оценка кавитационных качеств шнека.
1. Определяем кавитационный запас шнека для второго критического режима
а) Для треугольника скоростей на входе в шнек на среднем диаметре имеем:
Так как на входе в шнек закрутка жидкости отсутствует, то есть , следовательно:
б) Определяем критическое число кавитации лопастной решетки шнека для II критического режима по эмпирической формуле:
Принимаем относительную толщину входной кромки лопасти шнека , где .
Определяем относительную длину межлопаточного канала шнека на среднем диаметре для принятых величин и :
Принимаем относительную длину заострения входных участков лопастей шнека:
Длина заострения входного участка лопастей шнека на среднем диаметре:
Критическое число кавитации лопастной решетки шнека:
в) определяем критический кавитационный запас шнека:
2. Определяем кавитационный коэффициент быстроходности шнека:
По техническим условиям для проектируемой ступени требуется .
Таким образом, шнеко-центробежная ступень обеспечивает требуемые кавитационные качества.
Проверка условия отсутствия кавитационной эрозии рабочих органов ступени насоса.
1. Определяем максимальную относительную скорость жидкости на входе в шнек:
где - средняя меридианная скорость жидкости на входе в шнек;
- окружная скорость шнека на наружном диаметре;
Максимальная относительная скорость жидкости на входе в шнек:
Чтобы обеспечить длительный ресурс работы шнека (), необходимо иметь:
где - пороговая скорость жидкости для данного материала шнека.
Для выполнения этого условия при столь высокой относительной скорости жидкости (), необходимо изготовить шнек из Стали 45.
2. Определяем пороговую скорость жидкости по эмпирической формуле:
Для Стали 45 временное сопротивление ,
- опытный коэффициент для лопастных насосов,
Плотность масла трансформаторного при температуре .
Пороговая скорость жидкости для шнека:
Условие отсутствия кавитационной эрозии выполняется.
3. Определяем максимальную относительную скорость жидкости на входе в центробежное колесо.
Для точки С входной кромки лопасти колеса, наиболее удаленной от оси вращения, имеем: ,
где - расход жидкости через колесо.
- площадь нормального сечения меридианного потока, проведенного через точку С с учетом стеснения.
- площадь нормального сечения, проведенного через точку С без учета стеснения.
мм - расстояние от точки С до оси колеса.
Окружная скорость лопасти колеса в рассматриваемой точке :
где - диаметр, на котором расположена точка С.
Окружная составляющая абсолютной скорости жидкости в точке С.
Максимальная относительная скорость жидкости на входе в колесо:
Центробежное колесо выполняем из стали марки 20, для которой временное сопротивление .
4. Определяем пороговую скорость жидкости для центробежного колеса
Условие отсутствия кавитационной эрозии центробежного колеса выполняется.
Таким образом, спроектированная ступень насоса удовлетворяет условиям длительной работы.
2.5 Расчет осевых и радиальных сил, действующих на ротор насоса, выбор способов их разгрузки
В общем случае на ротор насоса действуют осевые и радиальные силы.
Определение осевых сил, действующих на ротор колеса.
1. Осевая сила, возникающая от разности давлений по обе стороны лопастного колеса.
в) - плотность бензина авиационного при температуре .
Осевая сила направлена навстречу потоку, поступающему в лопастное колесо.
2. Осевая сила, возникающая от динамических реакций потока в лопастном колесе.
где: - угол между осью колеса и меридианной составляющей абсолютной скорости жидкости на выходе из колеса (для проектируемого колеса ).
- относительная составляющая абсолютной скорости жидкости на входе ().
- меридианная составляющая абсолютной скорости на входе в колесо.
Осевая сила направлена по потоку, поступающему в лопастное колесо.
3. Суммарная осевая сила, действующая на лопастное колесо насоса.
Суммарная осевая сила, действующая на лопастное колесо насоса, направлена на встречу потоку, поступающему в лопастное колесо.
4. Разгрузка осевой силы лопастного насоса.
Осевые силы в центробежных насосах достигают больших значений, поэтому принимают меры по их снижению. В одноступенчатых насосах для уравновешивания осевой силы используют рабочие колеса с двусторонним подводом жидкости; симметричные уплотнения по обеим сторонам рабочего колеса, выполненные на одном диаметре; ребра (импеллеры) на наружной стороне основного диска колеса.
В данном насосе разгрузка осевых сил осуществляется при помощи импеллеров. Этот способ разгрузки осевых сил приводит к снижению давлений на наружной стороне диска. Ребра выполняют открытыми, закрытыми или комбинированными. В первом и третьем случаях они радиальные, во втором могут быть профилированными.
В данной работе применяются импеллеры радиальные открытого типа. Принимаем конструктивно (исходя из размеров лопастного колеса): число импеллеров - 6, а их высота - 6 мм. При установке открытых ребер суммарная осевая сила уменьшается на величину:
где: и - минимальный и максимальный радиусы ребер соответственно, принимаем: ; .
и - скорости вращения импеллера на минимальном и максимальном радиусах соответственно:
Неуравновешенная сила воспринимается упорным подшипником, и она равна:
Определение радиальных сил, действующих на ротор насоса.
Для того, чтобы определить вес колеса разобьем его на 6 частей и найдём объём материала:
а) Определение объема втулки колеса:
б) Определение объема втулки уплотнения колеса:
в) Определение объема заднего диска:
- толщина переднего диска лопастного колеса.
г) Определение объема переднего (покрывного) диска:
- толщина заднего диска лопастного колеса.
д) Определение объема импеллеров колеса:
b, a, s - длина, высота и толщина импеллера соответственно.
е) Определение объема лопастей колеса:
ж) Определение полного объёма материала колеса:
где: - плотность материала колеса (сталь 20) при температуре .
Вес колеса считаем приложенным в середине его ширины .
а) Определение объема втулки шнека, без проточки:
б) Определение объема проточки во втулке шнека:
в) Определение объема втулки шнека, с учетом проточки в нем:
г) Определение объема лопастей шнека:
д) Определение полного объёма материала шнека:
где - плотность материала шнека (сталь 45) при температуре .
Вес шнека считаем приложенным на середине длины его втулки.
а) Определение объема вала на диаметре
б) Определение объема вала на диаметре
в) Определение объема вала на диаметре
г) Определение объема вала на диаметре
д) Определение объема вала на диаметре
е) Определение объема вала на диаметре
ж) Определение объема вала на диаметре
з) Определение полного объема материала вала:
где - плотность материала вала (сталь 45) при температуре .
Будем считать, что центр тяжести вала расположен приблизительно на расстоянии 69 мм от оси плавающего подшипника.
4. Определение радиальной силы спирального отвода.
Радиальные силы возникают в насосах со спиральным отводом при отклонении подачи через колесо от расчетной подачи .
Спиральный канал отвода рассчитан на подачу , при этом по длине спирального канала имеем: .
Следовательно, спиральный канал отвода становится узким для подачи увеличенного расхода и начинает работать как конфузор, при этом по длине спирального канала скорость потока жидкости возрастает, а давление потока падает и тогда возникает радиальная сила. Вокруг колеса возникает неравномерная эпюра давлений.
Исследования показали, что в насосе со спиральным отводом на лопастное колесо действуют статическая и динамическая составляющая силы .
Радиальную силу определяем по следующей формуле:
- ширина лопастного колеса на выходе, с учетом толщин дисков; ;
- коэффициент, зависящий от режима работы насоса .
По опытным данным получена формула для К:
С учетом вращения колеса в расчет принимаем:
Эта радиальная сила достаточно велика, и для ее уравновешивания применяем двухзаходный спиральный отвод с общим диффузором. При этом получим:
2.6 Оценка прочности и жесткости вала насоса. Расчет подшипников вала
Из радиальных сил на вал насоса действует силы веса лопастного колеса, шнека и вес самого ротора. Расчет вала на жесткость сводится к определению прогибов , углов наклона оси вала и к сопоставлению их с допускаемыми. Допускаемый прогиб вала не должен превышать 0,0001 - 0,0005 расстояния между опорами. Углы наклона оси вала в опорах не должны превышать 0,005 радиана - для однорядных шарикоподшипников.
По расчетной схеме вала (см. рис. 4) видно, что максимальный прогиб вала будет наблюдаться в точке К. Поэтому необходимо определить этот прогиб , а также надо найти углы поворота оси вала под плавающем и фиксированным подшипниками - и . Прогиб и углы поворота вала определяются по правилу Верещагина: перемещение точки определяется как произведение площади грузовой эпюры на ординату эпюры от единичной силы, приложенной в точке искомого прогиба, под центром тяжести грузовой; для определения угла наклона ордината берется с эпюры от единичного момента, приложенного в точке искомого прогиба. Следует учитывать, что, если перемножаемые эпюры расположены по одну сторону, то произведение имеет знак плюс, по разные - минус.
в) Определение изгибающих моментов:
2. Построение эпюры от единичной силы F.
3. Построение эпюры от единичного момента m.
4. Построение эпюры от единичного момента .
Рис. 4. Эпюра сил, действующих на вал.
5. Определение площадей грузовой эпюры моментов.
9. Определение момента инерции поперечного сечения вала.
11. Определение углов наклона оси вала под опорами:
Здесь - модуль упругости материала (сталь 45), из которого изготовлен вал.
Следовательно, вал по характеристикам жесткости подходит для конструируемого консольного центробежного насоса.
По грузовой эпюре изгибающих моментов (см. рис. 4) видно, что опасным сечением (наиболее нагруженное) является сечение в точке С. По этому сечению и будем вести расчет вала на прочность. Условие прочности вала:
- коэффициент безопасности прочности материала. Назначаем
Допускаемое напряжение в опасном сечении:
Момент сопротивления опасного сечения:
Нормальное напряжение в опасном сечении:
Имеем: <, следовательно выбранный материал вала и его диаметр подходят нам по прочностным характеристикам.
Консоль вала, где расположено лопастное колесо и шнек сильно подвержена нагружению в радиальном направлении, к тому же вал насоса подвержен осевому нагружению со стороны лопастного колеса и. В связи с этим целесообразно подшипник, расположенный ближе к лопастному колесу, установить плавающим, чтобы он воспринимал практически всю радиальную нагрузку, а подшипник, расположенный дальше от лопастного колеса, закрепить от осевого и радиального перемещений, таким образом он будет воспринимать практически всю осевую нагрузку.
Плавающий подшипник может смещаться в осевом направлении и воспринимает только радиальную нагрузку R.
Выбираем шарикоподшипник шариковый радиальный однорядный 207, легкой серии, по ГОСТ 8338-75. Для него имеем:
Действующие нагрузки: -- радиальная, -- осевая.
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка находится по формуле:
Находим долговечность подшипника в часах:
где -- коэффициент для шарикоподшипников,
- скорость вращения внутреннего кольца подшипника.
Для проектируемого насоса ресурс работы должен быть не менее 8000 ч. В нашем случае шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии имеет ресурс , т.е. удовлетворяет требуемым условиям долговечности.
1. Расчет жестко закрепленного подшипника.
Фиксированный подшипник закреплен от осевого перемещения на валу и в корпусе и воспринимает радиальную R и осевую А нагрузки.
Выбираем шарикоподшипник шариковый радиальный однорядный 207, средней серии, по ГОСТ 8338-75. Для него имеем:
Тогда эквивалентная динамическая нагрузка находится по формуле:
Находим долговечность подшипника в часах:
где -- коэффициент для шарикоподшипников,
- скорость вращения внутреннего кольца подшипника.
Для проектируемого насоса ресурс работы должен быть не менее 8000 ч. В нашем случае шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии имеет ресурс , т.е. удовлетворяет требуемым условиям долговечности.
2.7 Определение потерь энергии в насосе и уточнение КПД насоса
Объемные потери (утечки жидкости) энергии в лопастном насосе.
Внутри насоса по зазорам между ротором и статором вследствие разности давлений возникают перетоки жидкостей - утечки. В спроектированном насосе утечки присутствуют только в переднем уплотнении, так как через торцовое уплотнение вала утечки можно считать равными нулю.
Расчет утечки в переднем уплотнении колеса.
Согласно механике жидкости, расход жидкости через щель определяется формулой:
где - коэффициент расхода кольцевой уплотнительной щели;
- разность напора жидкости перед и за уплотнением.
3. Определение коэффициента расхода кольцевой уплотнительной щели:
- сумма коэффициентов местных сопротивлений на пути утечки;
- коэффициент входа в щель с учетом скругления;
- коэффициент сопротивления трения по длине уплотнительной щели;
- гидравлический диаметр кольцевой уплотнительной щели.
Коэффициент трения по длине уплотнительной щели определяем методом последовательных приближений:
а) В первом приближении принимаем .
Определим осевую скорость жидкости в уплотнительной щели с учетом закрутки потока колесом:
Полная скорость жидкости в уплотнительной щели:
Число Рейнольдса для течения жидкости в уплотнительной щели:
где -- коэффициент кинематической вязкости трансформаторного масла при .
Относительная гладкость стенок уплотнительной щели:
По известным и уточняем величину. Так как <2320 - движение жидкости ламинарное, то для определения используем формулу Блазиуса:
Так как разница не превышает 5 %, то принимаем .
По окончательно уточненной величине определяем :
Определение площади уплотнительной щели :
4. По известным , и определяем утечку в уплотнительной щели:
5. Оценим полученную величину утечки. Определим относительную величину утечки в переднем уплотнении колеса:
По статистике, для лопастных насосов и маловязких жидкостей, получена следующая эмпирическая формула, связывающая и :
Для спроектированного переднего уплотнения лопастного колеса должно выполняться условие:
Механические потери энергии в лопастном насосе.
Включают потери на трение в подшипниках, в уплотнении вала и на трение дисков колеса о жидкость.
Потери на трение в подшипниках и в уплотнении вала обычно малы и приблизительно постоянны. Их можно сравнительно точно и просто определить вращением пустого насоса:
Среди механических потерь основными и наибольшими являются потери на трение дисков колеса о жидкость.
Потери мощности на трение дисков о жидкость.
В боковом зазоре между вращающимся колесом и корпусом жидкость закручивается колесом, а с другой стороны стенка неподвижного корпуса тормозит эту закрутку, в результате чего возникает сложное вращательное движение жидкости.
Потери мощности на трение дисков о жидкость для центробежных насосов и маловязких жидкостей можно определить как
где - коэффициент трения дисков о жидкость.
По опытным данным для маловязких жидкостей .
При этом относительная величина дискового трения
Относительная величина дискового трения по данным Ломакина:
Для спроектированного лопастного колеса должно выполняться условие: ,
Гидравлические потери энергии в лопастном насосе.
Возникают при движении жидкости в каналах подвода, лопастного колеса и отвода:
Движение жидкости в лопастном насосе сложное, и точно определить расчетом весьма трудно (особенно на вихреобразование). На практике поступают так:
а) На стадии проектирования насоса его гидравлический к.п.д. принимают равным гидравлическому к.п.д. подобного насоса или определяют по эмпирической формуле (см. п. 2.2):
Для того чтобы уточнить объемный к.п.д. насоса, определим объемные потери энергии в насосе. В нашем случае имеем:
где - утечка в переднем уплотнении колеса; ;
- утечка в концевых уплотнениях вала, в исправном состоянии утечка в сальниковом концевом уплотнении вала .
2. Определение гидравлической мощности насоса.
3. Уточнение механического КПД насоса.
Механические потери определяются по следующей формуле:
где -- потери мощности на трение подшипников;
-- потери мощности на трение в уплотнениях вала;
-- потери мощности на трение дисков колеса о жидкость.
Определим мощность насоса без учета потерь на трение в подшипниках и уплотнениях вала :
По опытным данным для одноступенчатых насосов:
Уточненное значение механического к.п.д.:
Таким образом, уточненное значение общего КПД насоса:
Уточненное значение КПД несколько больше значения КПД, полученного при предварительном расчете
3. Профилирование лопастей рабочего колеса
3.1 Построение меридианного сечения рабочего колеса
Меридианное сечение рабочего колеса было построено ранее - см. п. 2.3. Профилирование меридианного сечения центробежного колеса.
3.2 Подготовка меридианного сечения для профилирования лопастей
Подготовка меридианного сечения колеса заключается в построении расчетных линий тока и графиков изменения скоростей жидкости вдоль линий тока. Для построения расчетных линий тока (струек), необходимо на меридианном сечении колеса сначала построить нормали и принять распределение меридианной скорости жидкости по сечениям колеса вдоль нормалей.
Нормалями называются линии, перпендикулярные линиям тока. Для того, чтобы построить нормали на меридианном сечении колеса, в меридианное сечение вписываются равномерно от входа до выхода 8-10 окружностей. Так как окружности вписываются таким же об
Проектирование насоса для циркуляции масла курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат по теме Путин В.В.: политический портрет
Книга: Під чужим небом
Участники Проекта Курсовая Работа
Реферат На Тему Повоєнне Мовознавство В Срср. Українське Мовознавство У 20-80-Х Рр.
Рассказ Эссе Человек Подобен Дроби
Эссе Моя Любимая Семья
Реферат по теме Д.И. Менделеев и значение его деятельности
Реферат по теме Колебания и волны
Реферат: The Rich Brother Pete Exposed Essay Research
Реферат Гост України
Педагогическая Технология Диссертация
Дипломная работа по теме Теория экономики
Научные Исследования В Экономике Реферат
Контрольная Работа На Тему Парадигма, Метатеория И Метасоциология
Управление Изменениями Эссе
Как Оформить Титульный Лист Реферата
Реферат: Проблема готовности ребенка к школьному обучению. Скачать бесплатно и без регистрации
Предупреждение Чрезвычайной Ситуации Реферат
Реферат: Кропоткин Петр
Рынок Сельскохозяйственных Земель Курсовая
Пьесы Островского: образы Катерины Кабановой и Ларисы Огудаловой, как отражение русского национального женского характера - Литература курсовая работа
Региональный механизм взаимодействия шанхайской организации сотрудничества - Государство и право реферат
Массово-культурный тип журнального издания, формирующего общественное мнение - Журналистика, издательское дело и СМИ курсовая работа