Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчет скоростей жидкости. Профилирование лопастей.
1.2.1. Абсолютная скорость жидкости на входе в кольцевое приемное отверстие рабочего колеса. Определяем по формуле [4, с. 137]. Обычно скорость на входе составляет С0 = 2...6 м/с.
1.2.2. Абсолютная скорость жидкости на входе в межлопастной канал рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116]. С1 = С0 / m1, где m1 - коэффициент стеснения входного сечения от толщины кромок лопастей. m1 = 0, 85 ¸ 0, 9. Принимаем m1 = 0, 85 С1 = С0 / m1 = 2, 87 / 0, 85=3, 38
1.2.3. Окружная скорость на входе в межлопастной канал рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116]. U1 =0, 5.D1.w = p.D1.n/60 = 3, 14× 0, 106× 1450/60=8
1.2.4. Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на входе. Радиальная и окружная составляющие абсолютной скорости на входе принимаются равными: С1r = C1 = 3, 38 м/с, С1u = 0, что соответствует радиальному течению жидкости на входе. 1.2.5. Угол установки лопасти на входе. Определяем по формуле [3, с. 116]. b1 = arctg C1 / U = arctg 3, 38 / 8 = 230 Значение угла b1 входит в диапазон 150¸ 300 1.2.6. Теоретический напор рабочего колеса при бесконечном числе лопастей. , где k - коэффициент учитывающий влияние конечного числа лопастей на напор. Предварительно принимаем из диапазона k = 0, 6 ¸ 0, 8. Принимаем k = 0, 7. . 1.2.7. Окружная скорость на выходе из рабочего колеса. U2 =0, 5.D2.w = p.D2.n/60 = 3, 14× 0, 25× 1450/60=19
1.2.8. Радиальная составляющая абсолютной скорости на выходе. С2r = C1r =3, 38 м/с
1.2.9. Угол установки лопасти на выходе.
Значение угла b2 входит в диапазон 15 ¸ 30
1.2.10. Ширина лопасти на входе и выходе из рабочего колеса. Определяем по формуле [3, с. 116]. ; , где m2 = 0, 88...0, 92 - коэффициент стеснения выходного сечения от толщины лопаток. Принимаем m2 = 0, 9. .
1.2.11. Количество лопастей рабочего колеса.. Определяем по формуле [3, с. 117]. Принимаем количество лопастей равным Zл = 6
1.2.12. Уточнение значения коэффициента k влияния конечностей числа лопастей на напор, используя эмпирическую зависимость: Проверяем отличие уточненного значения коэффициента от ранее принятого (п.1.2.6.):
Окончательное значение коэффициента k влияния конечностей числа лопастей на напор: k = 0, 74
1.2.13. Профилирование лопасти рабочего колеса. Принимаем, что лопасть имеет профиль в виде дуги окружности. Для ее построения вычисляем радиус r дуги лопасти и радиус Rц окружности расположения центров этих дуг по формулам [3, с. 117]:
; , где R1 – диаметр входа в межлопастной канал. R2 – наружный диаметр рабочего колеса. м.
м
1.3. Расчет и построение напорной характеристики насоса. 1.3.1. Теоретическая напорная характеристика при бесконечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида: HT¥ = A¥ - B¥ . Q,
где f 2 = В¥ = с/м2 Для ее графического построения вычисляем два напора HT¥ , при подачах Q = QНОМ и Q = 0. В координатах H - Q эта напорная характеристика представляет собой прямую линию.
При Q = QНОМ = 0, 0167 м3/с HT¥ =36, 8-1364× 0, 0167=14 При Q = 0 HT¥ = 36, 8
1.3.2. Теоретическая напорная характеристика при конечном числе лопастей описывается линейной зависимостью вида: HT = A - B . Q,
где АТ = k . А¥ = 0, 74× 36, 8 = 27, 2 ВТ = k . В¥ = 0, 74× 1364 = 1009
Графическое построение выполняется аналогично. При Q = QНОМ = 0, 0167 м3/с HT¥ = 27, 2 - 1009× 0, 0167=10, 4 При Q = 0 HT¥ =27, 2
1.3.3. Действительная напорная характеристика. Действительная напорная характеристика представляет собой падающую криволинейную зависимость. Ее графическое построение осуществляется приблизительным образом, исходя из двух положений: 1) Кривая Н(Q) проходит через точку номинального режима работы. 2) Гидравлические потери (соответствующие расстоянию по вертикали между линиями Н(Q) и Нт(Q)) обычно обеспечиваются наименьшими в области номинального режима. 2. Расчет насоса на кавитацию. 2.1. Минимальный кавитационный запас.
Dhmin = s× H = (ns / с)4/3× H,
где коэффициент кавитации, s = (ns / с)4/3; с – коэффициент зависящий от конструкции и параметров насоса. с = 650. Dhmin = s× H = (ns / с)4/3× H = (53, 4/ 650)4/3× 30=1, 1 м Минимальный кавитационный запас должен быть свыше 2, 5 метров, Dh ³ 2, 5 м. Рассчитываемый в данном курсовом проекте центробежный насос имеет достаточный кавитационный запас.
2.2. Минимально допустимое давление на входе в насос.
,
где Pнас - давление насыщения паров жидкости, значение которого определяется при температуре 30°С. Pнас = 2350 Па j - коэффициент запаса, предупреждающий вскипание жидкости. Произведение jsH обычно принимается равным 3, см. [1, с.73].
Таким образом формируется первое условие бескавитационной работы P1 > P1min, то есть давление на входе в насос должно быть не менее 26, 1 кПа.
2.3. Максимально допустимая высота всасывания. , где Pа - атмосферное давление. Pа = 0, 1 МПа. hвс - гидравлические потери во всасывающем трубопроводе. В первом приближении можно приравнять к нулю. hвс = 0.
Таким образом формируется второе условие бескавитационной работы Z ≤ Zmax, то есть высота всасывания не должна быть больше 7 метров.
3. Подбор приводного электродвигателя.
Двигатель подбирается исходя из значений потребной мощности на валу насоса Nр = 8 кВт и частоты вращения вала n = 1450 об/мин. Принимаем электродвигатель типа 4А132М4У3, исполнение закрытое обдуваемое [5, c.350]. Параметры электродвигателя: а) Номинальная мощность Nном = 11 кВт, б) Синхронная частота вращения nс = 1460 об/мин.
|