Судовые гидравлические машины (стр. 1 из 5)

Санкт - Петербургский Государственный Морской Технический Университет

Кафедра Силовых Энергетических Установок, Систем и Оборудования

Курсовой проект

Судовые гидравлические машины

Выполнил:

студент группы 2331

Мазилевский И.И.

Проверил:

Гришин Б. В.

Санкт – Петербург

2009

Содержание расчетно-пояснительной записки:

Введение3стр.

1 Расчет рабочего центробежного насоса с цилиндрическими лопастями по струйной

теории3стр.

1.1 Исходные данные3 стр.

1.2 Определение параметров рабочего колеса3 стр.

1.3 Расчет основных размеров входа рабочего колеса4 стр.

1.4 Расчет основных размеров выхода рабочего колеса6 стр.

1.5 Расчёт и построение меридианного сечения колеса 8 стр.

1.6 Расчёт и построение цилиндрической лопасти рабочего колеса в плане 9 стр.

1.7 Проверочный расчёт на кавитацию12 стр.

Введение

Центробежные насосы составляют весьма обширный класс насосов. Перекачивание жидкости или создание давления производится в центробежных насосах вращением одного или нескольких рабочих колес. Большое число разнообразных типов центробежных насосов, изготовляемых для различных целей, может быть сведено к небольшому числу основных их типов, разница в конструктивной разработке которых продиктована в основном особенностями использования насосов. В результате воздействия рабочего колеса жидкость выходит из него с более высоким давлением и большей скоростью, чем при входе. Выходная скорость преобразуется в корпусе центробежного насоса в давление перед выходом жидкости из насоса. Преобразование скоростного напора в пьезометрический частично осуществляется в спиральном отводе или направляющем аппарате. Несмотря на то, что жидкость поступает из колеса в канал спирального отвода с постепенно возрастающими сечениями, преобразование скоростного напора в пьезометрический осуществляется главным образом в коническом напорном патрубке . Если жидкость из колеса попадает в каналы направляющего аппарата , то большая часть указанного преобразования происходит в этих каналах. Направляющий аппарат был введен в конструкцию насосов на основании опыта работы гидравлических турбин, где наличие направляющего аппарата является обязательным. Насосы ранних конструкций с направляющим аппаратом назывались турбонасосами.

Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые центробежные насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа.

1 Расчет рабочего центробежного насоса с цилиндрическими лопастями по струйной теории

1.1 Исходные данные

Подача……………………………………………………….….Q=0,03/0,06 м

/сек

Напор……………………………………………………….…...H=650/1300 Дж/кг

Давление в воздухоудалителе…………………………….…...Р

=1*10 Па

Высота всасывания………………………..……………….…...h_вс=-3 м

Температура жидкости…………………………………………t

=15 ^oC

Сопротивление приёмного трубопровода………………...….

= 5 Дж/кг

1.2 Определение параметров рабочего колеса

В многоступенчатом насосе параметры колеса определяются так:

Подача колеса: Q

=Q, где Q=0,03м /сек

Напор колеса: H

*i =H , где H =650 Дж/кг, i =1

Все колеса насоса закрепляются на одном валу и вращаются с одинаковой частотой. Максимальная величина частоты вращения ограничивается возможностью появления в насосе кавитации. Величина максимальной частоты вращения определяется следующим образом:

H

)

g=9.81м/с

- ускорение силы тяжести.

P

=1*100000 Па- давление на входе.

Р

=1703 Па-давление парообразования при данной температуре.

р=998,957 кг/м

-плотность воды.

А=1,05….1,3-коэффициент запаса. Примем 1,134

h

=5 Дж/кг- гидравлические потери в приемном водопроводе.

Подставим значения в уравнение для

а затем в H :

=1/1,2*((100000-1703)/ 998,957-9,81*(-3)-5)=108,354Дж/кг

H

=1/9.81*((10⁵-1703)/ 998,957-1,134*108,354-5)) = -3,000м

Принимая величину кавитационного коэффициента быстроходности С=800,находим максимальную частоту вращения:

=800*(108,354) /31,15*0,03 =4979,707об/мин.

Принимаем n=2930 об/мин

Чтобы найти

воспользуемся формулой:

, где

- коэффициент быстроходности для напорнопажарного насоса (50….100)

= =2930*0,03 *20,25/650 =79,830

Расчетная подача

колеса определяется по уравнению:

= =0,03/0,915=0,032 м /сек

Примечание: Значение объемного к.п.д.

,учитывающего протечку жидкости через переднее уплотнение колеса:

=0,965

Тогда объемный к.п.д.:

= -(0,03…0,05)= 0,965 -0,05=0,915.

Теоретический напор колеса определяется по уравнению:

Величину гидравлического к.п.д. можно оценить по формуле А.А.Ломакина:

=0,864;

Примечание: Приведенный диаметр входа в колесо определяется уравнением подобия:

=85,007мм

=3,6…6,5-выюбирается в зависимости от кавитационных качеств колеса; выберем :

=3,8.

Таким образом:

=650/0,864=752,299Дж/кг

Механический к.п.д. определяется по уравнению:

-К.П.Д., учитывающий потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость(дисковое трение), определяется по уравнению:

=1/(1+820/ )=0,8860;

-К.П.Д., коэффициент, учитывающий потери энергии на трении в подшибниках и сальниках насоса, лежит в пределах =0,95…..0,98. Выберем =0,96

=0,96*0,8860=0,8506;

К.П.Д. насоса определяется через его составляющие:

Мощность потребляемая насосом: