Горбенко А.Н. Расчёт судовых насосов объёмного типа. Устройство и расчёт судовой водоопреснительной установки вакуумного типа - файл n1.doc

Горбенко А.Н. Расчёт судовых насосов объёмного типа. Устройство и расчёт судовой водоопреснительной установки вакуумного типа
скачать (482.2 kb.)
Доступные файлы (5):
n1.doc477kb.21.02.2009 13:03скачать
n2.xls50kb.22.02.2009 11:01скачать
n3.doc183kb.22.02.2009 12:04скачать
n4.doc475kb.20.10.2009 14:11скачать
n5.docx21kb.05.10.2009 14:17скачать

n1.doc

Керченский государственный морской технологический университет

Кафедра судовых энергетических установок

Расчетно-графическое задание

по курсу «СВМ и ПТМ»


РАСЧЕТЫ СУДОВЫХ НАСОСОВ ОБЪЕМНОГО ТИПА


Выполнил: студент группы ДСМ-3

Ищенко Ю.А.

Проверил: преподаватель

Горбенко А.Н.


Керчь – 2008г.

СОДЕРЖАНИЕ








Лист




Задание

3

1

Расчет поршневого насоса

4

2

Расчет шестеренного насоса

7

3

Расчет винтового насоса

8

4

Расчет пластинчатого насоса

10

5

Расчет радиально-плунжерного насоса

12




Содержание

13




Список использованной литературы

14


ЗАДАНИЕ
1. Определение базовых геометрических характеристик насоса при известных его основных параметрах.

2. Подбор стандартного приводного электродвигателя (используя справочную литературу).

3. Выполнение схематичного графического изображения насоса в масштабе.

1. РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО НАСОСА

Исходные данные для расчета:

- Назначение насоса: осушительный.

- Тип привода: цилиндрический редуктор.

- Производительность насоса Q = 20 м3/ч;

- Развиваемый напор H = 320 м вод. ст.

Последовательность расчета:

1.1. Расчет диаметра гидравлического цилиндра:

Диаметр D гидравлического цилиндра любого поршневого насоса можно определить из выражения для его секундной подачи (м3/с)

QC =

где - коэффициент подачи, примерное значение которого принимаются по [1, табл.1.]. Принимаем = 0,9.

k - коэффициент кратности действия насоса, т.е. количество рабочих камер насоса, который принимается k = 1...4. Принимаем k = 3.

- коэффициент, учитывающий загромождение поршня штоком, который для насосов нечетной кратности действия принимается равным 1. Принимаем ;

F = D2/4 - площадь поршня, м2;

S = D·- ход поршня, м;

n - число двойных ходов поршня в минуту, которое рекомендуется принимать для насосов с электроприводом - из диапазона 70..150 мин-1. Принимаем n = 80 мин-1.

Подставив в приведенную выше формулу выражения для F и S, получим формулу для диаметра гидравлического цилиндра (м)

D =

где QC=Q/3600 = 20/ 3600 = 0,006 м3.

Значение принимается по [1. табл. 2.]. Принимаем

1.2. Ход поршня (м):

м.

Полученные в результате расчета значения D и S округляются до ближайшей величины, кратной 0,005 м (5 мм). Принимаем S = 0,205 м.

1.3. Средняя скорость поршня (м/с):

м/с .

Значение средней скорости поршня должно согласовываться с данными [1. табл.1.].

1.4. Диаметры приемного и напорного патрубков насоса определяются по выражению



где C - скорость жидкости в трубопроводе, принимается в пределах 1...2 м/с для приемного патрубка и 1,5...2,5 м/с для напорного патрубка. Принимаем С = 1,1 для приемного патрубка и С = 2 для напорного патрубка.

Значения диаметров патрубков принимаются равными ближайшему большему значению условных проходов по ГОСТ [1, табл.П1 Приложения].

Для приемного патрубка:

Принимаем dп = 85 мм.

Для напорного патрубка: Принимаем dп = 60 мм.

1.5. Размеры клапанов насоса

Диаметр проходного сечения гнезда клапана (м) определяется по выражению

dг =

где - коэффициент загромождения отверстия гнезда клапана ребрами и ступицей для направляющих; для клапанов без нижних направляющих и центрального болта = 1, для остальных типов клапанов = 0,75...0,8. Принимаем = 0,75

z - число клапанов, обслуживающих одну полость. Принимаем z = 2;

Cг - скорость прохождения жидкости через гнездо клапана; обычно для водяных насосов принимается в пределах 2...4 м/с для нагнетательных клапанов и 0,75...2 м/с для всасывающих. Принимаем Cг = 2.



Значение dг принимается округленным до ближайшей величины, кратной 0,005 м (5 мм). Принимаем dг = 0,03 м.

Высота подъема клапана определяется по выражению:

м

Приняв dг за определяющий размер, для остальных размеров клапана обычно принимают следующие соотношения:

- ширина притертой поверхности клапана lk = (0,1...0,4) = мм;

- толщина тарелки клапана ST = (0,1...0,2) м;

- высота направляющих перьев lП = (0,7...0,8) м;

- число направляющих перьев ZП = 3...4. Принимаем ZП = 3;

- толщина направляющие перьев SП = 0,1dГ. = 0,1*0,03 = 0,003 м;

В отдельных случаях все вышеуказанные величины могут выходить из указанных пределов.

1.6. Объем воздушных колпаков (м3 ) определяем по выражению:

VB = ,

где KH - коэффициент, характеризующий избыточную подачу жидкости, который равен 0,01 у приводных насосов трехкратного действия.

 - коэффициент, определяющий принятую степень неравномерности давления воздуха в колпаке,  = 0,02...0,05. Принимаем  = 0,04.

Площадь поршня F = м2;

м3;

Полный объем колпака:

VK = 1,5 VB =м.

Обычно диаметр (м) и высоту колпака принимают по следующим соотношениям:





Размеры колпака принимают, округляя полученные величины до ближайших больших размеров, кратных 0,005 м.

Принимаем и

1.7. Полезная мощность, развиваемая насосом (кВт):

кВт.

где p - давление насоса кПа;

- плотность перекачиваемой жидкости кг/м3 ;

g - ускорение свободного падения м/с2 .

Мощность, потребляемая насосом:

кВт.

где н - общий КПД насоса, который обычно составляет 0,3...0,5 - для осушительных прямодействующих насосов. Принимаем н = 0,5.

1.8. Расчет электропривода насоса.

Для определения мощности электродвигателя надо определить КПД редуктора, который зависит от типа и состава передачи от вала двигателя к кривошипному валу насоса. Тип этой передачи выбирается в зависимости от ее передаточного числа:



где nдв - частота вращения выбранного типа электродвигателя, об/мин.

По полученному значению передаточного числа редуктора определяют тип передачи, затем по методике, изученной в курсе "Детали машин" определяют КПД редуктора р. Обычно все подшипники, за исключением подшипников вала червяка, выполняют как подшипники скольжения.



- КПД червячной передачи.

- КПД подшипников качения.

- КПД муфты.

Мощность приводного двигателя насоса (кВт)

Nдв = kg NH/р =1,1*7/0,72 = 10,7 кВт.

где kg - коэффициент запаса мощности двигателя, принимаемый

kg = 2,0 при Nдв менее 1 кВт; kg = 1,5 при Nдв = 1...2 кВт; kg =1,2

при Nдв = 2...5 кВт; kg = 1,1 при Nдв более 5 кВт. Принимаем kg = 1,1

Затем по каталогу подбирается электродвигатель для насоса.

При выполнении этого раздела расчета можно воспользоваться данными из таблиц П2 и П4.

3.5. Выбор приводного двигателя насоса.

Выбираем двигатель: асинхронный, трехфазный, закрытый обдуваемый. Тип: 4АН80М2. Синхронная частота вращения 1000 об/мин. Мощность 11 кВт.



  1. РАСЧЕТ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА


Исходными данными для расчета являются:

- производительность насоса QЛ = 120 л/мин;

- давление насоса p = 1,5 МПа;

- частота вращения шестерен n = 1500 об/мин.

Отметим, что не следует смешивать параметры "давление насоса" и "давление нагнетания насоса".

Последовательность расчета.

2.1. Теоретическая подача насоса:

QT = QC/о = м3/с,

где о - объемный КПД шестеренного насоса, принимаемый в пределах о = 0,75...0,9. Принимаем о = 0,9

QC - секундная объемная производительность QC = QЛ/60000 = 120/60000 = 0,002 м3/с.

2.2. Необходимый рабочий объем насоса (м3/об), т.е. подача за один оборот

q = 60 QT /n = м3/об.

2.3. Модуль зацепления.

Обычно в шестеренных насосах число зубьев равно Z =7...15. Принимаем Z = 7. А угол зацепления инструмента принимают равным 20°. Для таких насосов с погрешностью не более 2...3% средняя подача (м3/об) за один оборот может быть определена в виде

q = 2 bm2(Z +0,2) ,

где b - ширина зуба,м; m - модуль зацепления.

С большей точностью определять подачу не требуется, так как объемный КПД насоса выбирается в достаточно широких пределах.

Ширина шестерни (длина зуба) обычно принимается равной b=, где k = 6...9. Принимаем k = 6.

Тогда с учетом приведенных формул значение модуля зацепления может быть определено из выражения:

мм.

Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного значения. Принимаем m = 8 мм. После этого уточняют значение b:

мм .

Полученное значение округляется до ближайшего целого значения в миллиметрах. Принимаем b = 45 мм.

2.4. Геометрические размеры шестерен.

Для некорригированного прямозубого зацепления с углом зацепления  = 20° :

- диаметр делительной и начальной окружностей D =mZ= мм;

- высота головок зубьев h = 2,25 m = мм;

- диаметр окружности выступов головок зубьев DA=m(Z+2) =мм;

- диаметр окружности впадин Df = m(Z-2,5) = мм ;

- межцентровое расстояние a = D = 56 мм.

2.5. Мощность (кВт), потребляемая насосом:

кВт.

где  = МГ o = 0,9*0,9 = 0,81 - общий КПД насоса; МГ = 0,85...0,9. Принимаем МГ = 0,9.


2.6. Диаметры всасывающей и напорной магистралей (мм) определяются из выражения

d = 103 ,

где  - скорость рабочей жидкости, не превышающая 1,5...2 м/с для всасывающей и 3,5...5 м/с для напорной магистралей; если вязкость рабочей жидкости не больше 2...3°Е, что соответствует (13...23) 10-6 м2/с. Принимаем  = 2 м/с для всасывающей магистрали и  = 4 м/с для напорной магистрали.

Диаметр всасывающей магистрали:

мм

Диаметр напорной магистрали:

мм

Принимаем мм, мм

При большей вязкости значение скорости рабочей жидкости и окружной скорости шестерни насоса уменьшают, поскольку иначе рабочая жидкость не будет успевать заполнять межзубные пространства, что приведет к возникновению кавитационных явлений.

В прямозубых шестеренных насосах возникают запретные зоны. Для отвода жидкости из замкнутого зубьями объема делают специальные разгрузочные канавки (см. рис.2) на плоскостях, уплотняющих торцевые поверхности шестерен. Расстояние между канавками принимают равным mcos, ширину канавки - 1,2m, а высоту - 0,5m .

mcos = мм;

1,2m = мм;

0,5m = мм.

2.5. Выбор приводного двигателя насоса.

Выбираем двигатель: асинхронный, трехфазный, закрытый обдуваемый. Тип: 4А132М6. Синхронная частотой вращения 1500 об/мин. Мощность 1,2 кВт.



3. РАСЧЕТ ВИНТОВОГО НАСОСА
Исходные данные для расчета насоса:

- производительность насоса Qл = 160 л/мин;

- давление насоса p = 2,5 МПа;

- частота вращения n = 3000 об/мин.

Последовательность расчета.

3.1. Максимально допустимая частота вращения насоса, при которой обеспечивается бескавитационный режим работы:

об/мин

где Qс - секундная подача насоса, Qс = Qл/60000 = 160/60000 = 0,003 м3/с;

0- объемный КПД насоса, величина которого зависит от частоты вращения винтов, их размеров и вязкости перекачиваемой жидкости; ориентировочно можно принимать 0=0,80...0,90. Принимаем 0=0,9.

Заданная частота вращения должна быть меньше nmax. В противном случае в дальнейшем расчете необходимо принять значение n, равным nmax, округленным в меньшую сторону.

3.2. Диаметр впадин ведущего винта D, принимаемый за определяющий размер циклоидального профиля, вычисляется на основе выражения для секундной подачи насоса:



где - теоретическая подача насоса;

Z - число полостей всасывания насоса; для насосов с односторонним подводом жидкости Z =1 и с двусторонним подводом Z = 2. Принимаем Z =1.

F - площадь живого сечения насоса, равная разности площадей поперечного сечения расточки корпуса насоса и поперечного сечения всех винтов, м2;

t - шаг винтовой нарезки винта, м.

Площадь живого сечения для трехвинтового насоса с циклоидальным профилем с достаточной точностью определяется выражением F = KFD2, где KF =1,243.

Шаг винта принимается t =KтD, где Kт =10/3 для насосов с подачей до 50 м3/ч и Kт = 5/3 - с подачей более 50 м3/ч. Принимаем Kт =10/3, т.к. подача насоса Qл = 560 л/мин = 33,6 м3/ч которая меньше 50 м3/ч.

На основе приведенных выражений расчетную формулу для диаметра впадин ведущего винта D (м) можно записать в виде

м.

Вычисленное значение обычно округляется до величины, кратной трем, что удобно при изготовлении винтов. Принимаем D = 0,027 м.

3.3. Геометрические размеры винтов определяются с помощью следующих соотношений:

Dн=5/3 D = м;

dн = D = 0,027 м;

d =1/3D = м;

t = KtD = 10/3 0,01 = 0,03 м;



где Dн - диаметр окружности выступов ведущего винта;

d, dн - диаметры окружностей впадин и выступов ведомого винта.

Рабочая длина винтов определяется по формуле L=Ztt, где Zt -количество шагов винтовой нарезки на рабочей длине винтов.

L =Ztt = м

Для герметичности насоса рабочая длина винтов должна обеспечивать постоянное и надежное отделение полости нагнетания от полости всасывания. Поэтому рабочая длина винтов делается больше величины шага винтовой нарезки. Причем, чем выше развиваемое давление, тем длиннее должны быть винты. В зависимости от давления величину Zt принимают из диапазона: при p = 5…7,5 МПа Zt = 3...4. Принимаем Zt = 4.

3.4. Средняя осевая скорость жидкости в насосе:

.

Для бескавитационного режима работы насоса осевая скорость не должна превышать 5,5 м/с.

3.5. Мощность, потребляемая насосом:

кВт

где  - полный КПД насоса,  = 0,6...0,8. Принимаем  = 0,7.

3.5. Выбор приводного двигателя насоса.

Выбираем двигатель: асинхронный, трехфазный, закрытый обдуваемый. Тип: 4АН200L4. Синхронная частота вращения 3000 об/мин. Мощность 15 кВт.


4. РАСЧЕТ ПЛАСТИНЧАТОГО НАСОСА
Исходные данные для расчета:

- производительность насоса Qл = 50 л/мин;

- давление насоса p = 3,2 МПа;

- частота вращения n = 1500 об/мин.

Последовательность расчета.

4.1. Теоретическая подача насоса:

Qт = Qс/0 = 0,00083/0,9 = 0,00092 м3

где Qс - секундная действительная подача, Qс = Qл/60000 = 50/60000 = 0,00083 м3/с;

0- объемный КПД насоса; ориентировочно можно принимать из диапазона 0 = 0,8...0,9. Принимаем 0 = 0,9.

4.2. Наименьший радиус r полости статора насоса, принимаемый за его определяющий размер, вычисляется на основе выражения для теоретической подачи насоса:



где R - наибольший радиус полости статора, м; b - ширина пластины,м;

K - кратность действия насоса, т.е. число нагнетаний, совершаемых одной рабочей полостью (между пластинами) за оборот ротора. Принимаем К = 2.

Kп - коэффициент стеснения объема рабочей полости пластинами, значение которого лежит в диапазоне Kп = 0,8...0,95. Принимаем Kп = 0,9.

Для выполненных насосов характерны следующие диапазоны значений соотношений геометрических размеров:

KR = R/r = 1,12...1,35; KB = b/r = 0,7...1,0.

Принимаем KR = 1,3 и KB = 0,9.

Причем значение коэффициента принимается ближе к нижнему пределу при небольшом количестве пластин.

С учетом приведенных выражений, формулу для расчета наименьшего радиуса r (м) полости статора можно записать в виде

м

4.3. Основные геометрические размеры насоса вычисляются с учетом принятых выше соотношений:

R = KRr = м;

b = KBr = м;

r0 = (0,93...0,94)r = м,

где r0 - наружный радиус ротора.

Вычисленные значения r, R, b, r0 округляются до целого числа в миллиметрах.

Принимаем R = 0,03 м, b = 0,015 м, r0 = 0,02 м.

Существующие пластинчатые насосы имеют от 4 до 16 пластинок. Для получения более равномерной подачи и высоких напоров количество пластинок Zп рекомендуется принимать не менее 4 для насосов однократного действия и не менее 8 для насосов двукратного действия.

Принимаем Zп = 12.

Угловой шаг пластинок:  = 360/Zп = 360/12 = 30 .

Углы между камерами всасывания и нагнетания принимаются равными между собой и каждый из них должен быть больше угла  во избежание заклинивания пластин жидкостью, находящейся между ними.

Угловая протяженность окон камер всасывания и нагнетания для насоса двойного действия может быть определена по формуле

 = 90-  = 900 – (1,52)= 90-45 = 450

При профилировании полости статора следует иметь в виду, что в пределах углов  (т.е. между камерами всасывания и нагнетания) поверхность полости имеет постоянный радиус кривизны, равный r или R. В пределах окон камер всасывания и нагнетания (углы ) радиус статора постепенно изменяется.

4.4. Мощность, потребляемая насосом:

кВт

где  - полный КПД насоса, принимаемый равным  = 0,5...0,8. Принимаем  = 0,8.

4.5. Диаметры всасывающего и напорного патрубков насоса:

м

Принимаем d = 50 мм.

где  - скорость рабочей жидкости в трубопроводе, принимаемая в пределах  = 1,3...1,5 м/с. Принимаем  = 1,4 м/с.

4.6. Выбор приводного двигателя насоса.

Выбираем двигатель: асинхронный, закрытый. Тип: 4А100L2. Синхронная частота вращения 1500 об/мин. Мощность 5,1 кВт.



5. РАСЧЕТ АКСИАЛЬНО-ПЛУНЖЕРНОГО НАСОСА

Исходные данные для расчета:

- производительность насоса Qл = 80л/мин;

- давление насоса p = 32 МПа;

- частота вращения n = 1500 об/мин.

Последовательность расчета.

    1. Теоретическая подача насоса:

Qт = Qс/0 = 0,0013/0,95 = 0,00137 м3

где Qс - секундная действительная подача, Qс = Qл/60000 = 80/60000 = 0,0013 м3/с;

0- объемный КПД насоса; 0 = 0,9...0,95 . Принимаем 0 = 0,95.

5.2. Через геометрические параметры насоса теоретическая подача может быть выражена следующим образом



где d,h - диаметр и ход плунжера, м;

Z - число цилиндров, которое принимается нечетным и равным 7 или 9 в одном ряду; количество рядов обычно до двух. Принимаем Z = 7.

Используя приведенные выражения, расчетную формулу для диаметра плунжера можно представить в виде

м = 20 мм.

где Kh=h/d - коэффициент, значение которого принимается из диапазона 1...1,5.Принимаем Kh = 1.

5.3. Основные геометрические размеры насоса.

Ход плунжера h = Khd = м.

Угол наклона диска к оси блока цилиндра обычно выбирают в пределах ?=20…250.

Пренебрегая влиянием наклона шатунов плунжеров к оси цилиндра, диаметр окружности в блоке, на который расположены оси цилиндров, можно с достаточной точностью вычислить по формуле:



Геометрические размеры должны удовлетворять условию размещения цилиндров по длине окружности:

,

где ∆=5…7мм-минимально допустимая толщина стенок между соседними цилиндрами

Между серповидными окнами распределителя делаются перемычки, ширина которых несколько превышает диаметр dk:



5.4. Мощность, потребляемая насосом,

кВт

где  - полный КПД насоса, принимаемый из диапазона = 0,65...0,75. Принимаем = 0,65.

5.4. Выбор приводного двигателя насоса.

Выбираем двигатель: асинхронный, закрытый. Тип: 4А200L4. Синхронная частота вращения 1500 об/мин. Мощность 65 кВт.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ


  1. Расчеты судовых насосов объемного типа: Методические указания к выполнению расчетно-графического задания и курсового проектирования. А.Н. Горбенко, В.И. Мартышевский - Керчь: КМТИ, 1998.-32 с.

  2. Б.Е. Черепанов. Судовые вспомогательные и промысловые механизмы, системы и их эксплуатация. – М.: Агропромиздат, 1986. – 344 стр.


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации