Сточно-динамические фекальные насосы типа СД

Курсовой проект - Разное

Другие курсовые по предмету Разное

?нергий жидкости при выходе из насоса и при входе в него.

Обозначая удельную энергию потока при выходе из насоса:

 

,

и удельную энергию при входе в насос:

 

,

 

где pa, za, ca - соответственно давление, отметка и скорость потока при выходе из насоса;

ps, zs, cs - то же при входе в насос;

? - удельный вес;

g - ускорение силы тяжести,

имеем

 

. (1.1)

 

Таким образом, энергетическая по своему физическому существу величина напора, благодаря тому, что она отнесена к единице веса, имеет линейную размерность кгм/кг = м.

Мощность. Третьим параметром, характеризующим насос, является потребляемая им мощность N, обычно измеряемая в киловаттах. Для ее определения остановимся прежде всего на понятии полезной мощности Nг, логически вытекающем из представления о напоре и производительности. Приращение энергии каждого килограмма жидкости, подаваемой насосом, по определению равно напору H; количество жидкости, перекачиваемой насосом в единицу времени, равно весовой производительности G; полное приращение энергии, получаемое всем потоком в насосе в единицу времени, т. е. полезная мощность насоса

 

, (1.2)

где H - выражено в м,

G - в кг/с,

Q - в м3/с,

? - в кг/м3.

Отношение полезной мощности Nг к потребляемой N очевидно представляет собой коэффициент полезного действия насоса

 

. (1.3)

 

Следовательно, потребляемая мощность:

 

. (1.4)

2. Методика конструктивного расчета основных параметров насоса

 

.1 Методика расчета рабочего колеса

 

Рассчитать рабочее колесо при заданных: подаче , напоре и частоте вращения вала насоса .

Решение: Конструкция колеса в значительной степени зависит от коэффициента быстроходности поэтому в первую очередь определяем его:

 

, (2.1)

 

Исходя из справочных данных колесо с является быстроходным.

 

рис.1 Схемы колеса

 

Далее определим объемный КПД по формуле:

 

(2.2

где коэффициент зависит от соотношения между диаметрами входа и выхода и составляет около 0,68.

Рассчитываем приведенный диаметр на входе:

 

(2.3)

 

Исходя из полученного диаметра определяем гидравлический КПД Значение гидравлического КПД находится в пределах 0,85-0,95 и находится по формуле:

 

(2.4)

 

Для современных центробежных насосов механический КПД достигает

 

.

 

Принимаем.

Полный КПД насоса рассчитываем по формуле:

 

(2.5)

 

Зная полный КПД, определяем мощность насоса и крутящий момент на валу.

 

(2.6)

Крутящий момент:

 

(2.7)

 

Определив мощность насоса и крутящий момент на его валу, можно рассчитать из условию скручивания диаметр вала насоса:

Вал насоса работает в основном на скручивание моментом М, но частично нагружен поперечными силами собственного веса и центробежными силами, обусловленными небалансом ротора. Поэтому допускаемое напряжение кручения принимают пониженным:.

 

(2.8)

 

Диаметр втулки:

 

(2.9)

 

Расчётная подача колеса больше подачи на величину объёмных потерь. Принимая предварительное значение объёмного КПД получим

 

(2.10)

 

Для предварительного выбора скорости, используем формулу:

 

(2.11)

где -коэффициент, обычно находящийся в пределах 0,06-0,08.

Диаметр рабочего колеса:

 

;

 

Окончательно скорость входа в рабочие колесо рассчитывают по формуле:

 

(2.12)

 

Далее находим радиус средней точки лопасти:

 

,

 

Принимаем:

 

 

определяем ширину канала в меридианном сечении:

 

(2.13)

 

Предварительно выбрав значение коэффициента стеснения сечения , который должен находиться в пределах 1,1-1,15, находим меридианную составляющую скорости при поступлении на лопасть:

(2.14)

 

Переносная скорость:

 

(2.15)

 

Для обеспечения безударного поступления потока на лопасти колеса входной угол лопасти ?1 выбирают равным ?1,0, причём

 

(2.16)

 

Определяем теоретический напор:

 

(2.17)

 

Полагая что коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при выходе потока из колеса равен: , находим приближённо переносную скорость:

 

(2.18)

 

Расчёт выходного (наружного) радиуса колеса:

 

, (2.19)

Принимаем:

 

.

 

Находим значение коэффициента стеснения сечения , который должен находиться в пределах 1,1-1,15:; .

Имеем

 

. (2.20)

;

 

Наивыгоднейшее число лопастей для центробежного колеса находим:

 

; (2.21)

 

Получим поправочный коэффициент для конечного числа лопастей:

 

(2.22)

где

(2.23)

 

Находим расчётный напор:

 

, (2.24)

Меридианная составляющая скорости:

 

, (2.25)

 

Во 2-м приближении переносная скорость:

 

, (2.25)

 

Радиус наружного выходного колеса:

 

, (2.26)

;

. (2.27)

 

Проверяем:

 

, (2.28)

.

 

Т.к. u1, K1, К2, вычисленные в первом приближении, удовлетворительно совпадают с их значениями, то принимаем эти величины за окончательные:

 

2.2 Методика расчёта профилирования цилиндрической лопас