Расчет проточной части и компоновка ГЦНПК

Наличие теоретических и эмпирических соотношений между параметрами насоса в сочетании с накопленными практикой рекомендациями дают принципиальную возможность иметь замкнутую систему уравнений, описывающую проектируемый агрегат. Решение системы позволяет получить основные размеры и показатели действия насоса и оптимизировать его характеристики путем вариантных расчетов.

Для курсового проектирования достаточно определения основных размеров узлов насоса на уровне инженерных расчетов и оценок.

Методика расчета проточной части насосов с центробежным рабочим колесом приведена в руководствах [1,7]. Пример расчета центробежного насоса для перекачки жидкого натрия представлен в [9].

Конструктивные схемы герметичных ГЦНПК подробно описаны в [2, 4, 5]. Там же разобраны системы охлаждения, газоудаления и устройство статоров с обмотками, гермовводами и изолирующей перегородкой. Описаны конструктивное исполнение роторов и гидродинамических подшипников скольжения. Даны рекомендации по выбору материалов.

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА

В качестве исходных данных при выполнении курсового проекта служат:

1.1.Заданная к курсовой работе по дисциплине «Тепловые схемы ПТУ» величина мощности главной турбины - N_E.

1.2. Принятые по согласованию с руководителем:

- КПД ЯЭУ –η_ЭУ,

- число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n _П,

- потребный напор ГЦНПК – Н,

- давление и температура воды на входе в насос – P, T,

-разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – Δ T,

-угловая скорость вращения вала насоса – n, об/мин;

-величина действующих перегрузок –3,0 g.

1.3. Конструктивная схема насоса, материалы корпуса и подшипниковых опор.

2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА

2.1. Конструкция рабочего колеса насоса в значительной степени определяется коэффициентом быстроходности, который рассчитывается для одноступенчатого и однопроточного насоса по формуле:

n_S =3,65 n Q ^1/2/ Н ^3/4 (2.1)

2.2. Величина подачи ГЦНПК Q определяется по заданным исходным данным:

Q = N_E / η_ЭУ n _П Δ T С_Р ρ, (2.2)

где С_Р и ρ -теплоемкость и плотность воды при заданных P, T.

2.3. В зависимости от величины n_S рабочие колеса центробежных насосов условно разделяют на 4 типа (рис. 8.1). Зная величину коэффициента быстроходности, можно судить о форме меридианного (вдоль оси вала) сечения колеса, а также приближенно определить значения КПД и коэффициентов, которыми приходится задаваться в процессе расчета. В тихоходных колесах (n_S = 40 - 80) входная кромка лопасти обычно расположена по отношению к оси вращения на цилиндрической поверхности, сама лопасть имеет криволинейную цилиндрическую форму, а струйки тока жидкости движутся в одинаковых условиях. В нормальных и быстроходных колесах центробежных насосов, которыми часто снабжаются ГЦНПК, входные кромки лопастей выходят в зону поворота потока от осевого направления к радиальному.

3. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.

3.1.Расход жидкости через рабочее колесо больше, чем через насос на величину протечек, что учитывается объемным к.п.д. насоса - ηо. Теоретические соображения в сочетании с накопленным опытом позволяют ориентировочно оценить ηо в зависимости от размеров колеса и коэффициента быстроходности. Для предварительных расчетов ηо можно принимать равным 0,95, или использовать

зависимость, дающую удовлетворительное согласие с данными испытаний:

ηо = 1/(1+0,68/ n _s^2/3), (3.1)

Таким образом, в качестве расчетного расхода через рабочее колесо – Q ¹ можно брать величину:

Q ¹ = Q (1+0,68/ n _s^2/3) ≈ Q /0,95. (3.2)

3.2. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D _0ПР = (D² ₀ – d ²_ВТ) с учетом величины диаметра втулки d _ВТ (см. рис. 3.1) рекомендуется определять по формуле:

D _0ПР = (4,25 – 5,7) (Q ¹ / n)^1/3, (3.3)

3.3. Диаметр втулки - d _ВТ находится конструктивно через диаметр вала d _В с учетом размещения шпонки или других креплений Р на валу: d _ВТ = 1,2 d _В. Диаметр вала определяется расчетом прочности на кручение:

d _В = (М_КР/ 0,2 τ_ДОП)^1/3 (3.4)

Крутящий момент вычисляется по мощности насоса N в, которую приближенно можно найти, задаваясь полным КПД насоса: η = ηг ηоб ηмех и расчетной величиной полезной мощности N пол = ρ Q g Н (см. 6.3, 6.7):

N в = ρ Q g Н /ηг ηоб ηмех = ρ Q g Н η. (3.5)

В первом приближении - η = ηг ηоб ηмех = 0,9. 0,95. 0,9 = 0,77 и расчетный крутящий момент на валу ГЦНПК определяется соотношением:

М_КР = ρ Q g Н η / ω = 30 ρ Q g Н η/π n. (3.6)

Зависящее от материала вала и его геометрии допускаемое напряжение сдвига τ_ДОП можно принять равным τ_ДОП =150 МПа.

3.4. Расчетное значение входного диаметра:

D ₀ = (D² _0ПР + d ²_ВТ)^1/2. (3.7)

3.5. Расположение входной кромки лопастей зависит от требуемых кавитационных свойств насоса и соотношения диаметров D ₀ и D ₂ (см. рис. 8.1). При малой разнице между D ₀ и D ₂ входную кромку (ее середину) следует располагать на диаметрах D ₁< D ₀. При этом лопасть приобретает форму двояковыпуклой поверхности и называется лопастью двойной кривизны.

Такая форма лопасти позволяет ей стыковаться с боковыми стенками почти перпендикулярно, затрудняя тем самым образование “мертвых” зон во внутренних

каналах колеса. При большой разнице между наружным диаметром колеса D ₂ и D ₀ входные кромки лопастей располагают на диаметре D ₁, близком к D ₀. Это характерно для тихоходных и нормальных колес, т.е. при n_S = 40 - 150.

3.6. Выбор диаметра D ₁ позволяет построить параллелограмм скоростей на входе в колесо насоса (рис.3.1 и 3.2). Для этого следует задаться меридианной составляющей абсолютной скорости на входе в межлопаточный канал без учета толщины лопаток – С _М0.

Наличие вихревых отрывных зон и неравномерность поля скоростей в зоне поворота на входе в РК затрудняют точный расчет С _М0. Условно можно принять равенство С _М0 абсолютной скорости на входе в колесо - С ₀, величина которой:

С ₀= 4 Q ¹/ π (D² ₀ – d ²_ВТ) (3.8)

для колеса с односторонним входом не должна превышать 10 м/с.

Увеличение меридианной скорости на входе в МЛП учитывается введением коэффициента стеснения К₁ = 1,05 – 1,2, что дает величину:

С ₁ r = С ₁ = С _М1 = К₁ . С _М0. (3.9)

3.7. Ввиду отсутствия закрутки потока на входе в колесо построение треугольника скоростей проводится в предположении равенства нулю окружной составляющей абсолютной скорости на входе в колесо С ₁ u.

Окружная скорость колеса на диаметре D ₁:

U ₁ = D ₁ π n /60 (3.10)

3.8. Угол входа потока на лопасти, т.е. угол между направлением относительной скорости W ₁ и направлением обратной окружной скорости U ₁, находится из условия безударного входа потока в МЛП:

tg β_1БУ= С ₁/ U ₁. (3.11)

Определенную таким образом величину β_1БУ следует увеличить на положительный угол атаки 5<i <12⁰, чтобы получить расчетное значение лопастного угла β_1Л (индекс л в дальнейшем опущен).

Малые углы β_1Л = β₁ приводят к неблагоприятной длинной и узкой форме межлопастных каналов и большому загромождению входного сечения. Величина угла β₁ у хорошо спроектированных РК находится в пределах 10- 35º.

3.9. Ширина каналов МЛП на входе в РК определяется геометрией входного сечения и Q ¹:

b ₁ = Q ¹ / π D ₁ С ₁. (3.12)

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

4.1. Для определения наружного диаметра колеса D ₂ при заданной угловой скорости вращения ω = π n /30 используется уравнение Эйлера

Н _РК,т.∞.= U ₂ С₂u / g= D ₂. ω. С ₂ u/ g, (4.1)

где проекция абсолютной скорости С ₂ u = U ₂ - С ₂ r Ctg β₂. (4.2)

Подстановка 4.2 в 4.1

gН _РК,т.∞.= U ²₂ - U ₂ С ₂ r Ctg β₂ (4.3)

и решение 4.3 относительно U ₂ дает расчетное соотношение для U ₂ и D ₂:

U ₂ = 0,5 С ₂ r Ctg β₂ + [(0,5 С ₂ r Ctg β₂)² + gН _РК,т.∞.]^1/2 (4.4)

D ₂ = 60 U ₂ / π n. (4.5)

4.2. Чтобы воспользоваться 4.5 при заданном потребном напоре ГЦНПК – Н,

необходимо:

- используя понятие гидравлического КПД насоса ηг, учесть гидравлические потери напора в насосе, а также влияние конечного числа лопастей РК.

- определиться с величинами β₂ и С ₂ r.

4.2.1. Величину ηг можно оценить по эмпирической зависимости, называемой формулой Ломакина:

ηг= 1 – 0,42 (lg 1000 D _{0ПР –} 0,172)^-2.

4.2.2. В первом приближении можно положить: β₂ =β₁ и С ₂ r = С ₁.

4.2.3. С учетом этих допущений расчетная формула для D ₂ приобретает вид:

D ₂ = 30. С ₁ Ctg β₁ {1 + [1 + gН / ηг (0,5. С ₁ Ctg β₁)²]^1/2}. (4.6)

4.3. Ширина каналов МЛП на выходе из РК определяется через отношение диаметров D ₂ / D ₁ = m:

b ₂ = b ₁ / m. (4.7)

4.4. Число лопастей РК принимают конструктивно или рассчитывают по формуле Пфлейдерера:

Z = 6,5 [(m +1)/(m -1)] Sin 0,5 (β₁ + β₂), (4.8)

подставляя β₂ =β_1.

4.5. Округлив Z до ближайшего целого числа и вычислив по формуле Стодолы поправочный коэффициент:

μ=1-(π U ₂ Sin β₁)/ Z С ₂ u, (4.9)

а также откорректированное значение η¹_Г = μ η_Г , находят уточненную величину D ₂.

4.6. Дальнейшее уточнение расчета выполняют задаваясь толщиной лопасти δ≈0,007 м, вычисляют коэффициенты затеснения на входе и выходе из РК, а затем угол β₂ .

5. ПРОФИЛИРОВАНИЕ МЕРИДИАННОГО СЕЧЕНИЯ РАБОЧЕГО

КОЛЕСА И ЛОПАСТЕЙ В ПЛАНЕ

5.1. Профилирование меридианного сечения колеса производится исходя из анализа гидродинамики течения и опыта, накопленного при разработке и доводки насосов. Форма средней линии в известной степени определяется n_S (рис. 8.1). При малых n_S средняя линия перпендикулярна оси вращения и поворот потока осуществляется по небольшому радиусу. С ростом n_S происходит превращение радиального центробежного колеса в диагональное, выражающееся в росте радиуса поворота и отклонении средней линии МЛП от перпендикулярного к оси РК направления.

5.2. В курсовом проекте меридианное сечение по вычисленным D ₂, D ₁ , b _2, b ₁ изображают плавными линиями, руководствуясь изображениями прототипа.

5.3. Точный способ профилирования межлопастного канала проводят в целях обеспечения заданного закона изменения скоростей W и C по длине. Высокий гидравлический КПД показывают при этом каналы, у которых площадь проходного сечения имеет максимум, расположенный между D₁ и D₂. Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах.

В рамках курсового проектирования достаточно ограничиться приближенным способом профилирования лопаток. При этом способе выдерживаются определенные выше величины углов β₂ =β_1., а форма очертания лопаток может быть простой: дуга окружности, парабола и т.п. Затем на среднюю линию наращивается толщина профиля δ, законом изменения которой по длине дуги задаются, стремясь к гидравлическому совершенству канала. Профиль цилиндрической лопатки с целью улучшения кавитационных качеств обычно выполняют утолщенным в середине дуги, что перемещает зону профильного разрежения в область более высоких давлений.

Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах.

6. РАСЧЕТ ОТВОДЯЩИХ УСТРОЙСТВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

6.1. Спиральный диффузор является основным типом отводящего устройства, используемого в центробежных насосах. К спиральному отводу обычно присоединяют конический диффузор с углом раскрытия около 10° (рис.9.1). Определение основных размеров такого отвода наиболее просто выполнить исходя из постоянства средней скорости потока C _АСР во всех радиальных сечениях спирали.

6.2. Последовательность расчета:

- принимают C _АСР = 0,7 C ₂ = 0,7 (С ²₂ r +С ² _2U)^1/2 =[ С ²₁ +(gН / U ₂)²]^1/2,

- рассчитывают площадь выходного сечения спирали F _ВЫХ= Q /C _АСР,

- определяют площадь сечения спирали F φна нескольких углах охвата РК φ: F (φ) = φ F _ВЫХ / 360⁰,

- по величине F φ, задаваясь формой поперечного сечения, находят линейные размеры улитки.

6.3. Выходной и текущий радиусы для круглого сечения спирали:

r _ВЫХ = (Q / π C _АСР)^1/2,

r (φ) = (F (φ) / π)^1/2.

6.4. Радиус средней линии спирали:

R _СП = 0,5 D₂ + r _ВЫХ (φ / 360)^1/2.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАБАРИТОВ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

7.1. Для компоновки насоса в рамках курсового проектирования достаточно иметь приблизительные оценки размеров основных элементов встроенного асинхронного электродвигателя:

1 – длины пакета железа статора – L _Ж;

2 – наружного диаметра железа статора – D _СТ ;

3 – диаметра ротора – D _Р;

4 – длины лобовых частей обмоток статора – L _ЛЧ.

Накопленный опыт проектирования позволяет сделать необходимые оценки величин 1 – 4 по графикам рис.1 в зависимости от мощности асинхронного N дв, кВт и угловой скорости – n. Размеры даны с учетом потерь встроенного асинхронного электродвигателя, учтенных введением коэффициента потерь на вращение ротора - η_РОТ ≈0,85.

7.2. Мощность насоса рассчитывается по ранее определенным ηг, ηоб и принятом значении механического КПД -ηмех=0,9, а с учетом η_РОТ расчетная формула полезной мощности двигателя – Nдв приобретает вид:

Nдв = N в /= ρ Q g Н /η_Г η_ОБ η_МЕХ η_РОТ.

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

8.1. После компоновки ГЦНПК и определения габаритов вращающихся частей выполняют расчет массы ротора – М_Р, кг. Приближенное расчетное соотношение при плотности железа ρ_Ж =7800:

М_Р = 1,2 ρ_Ж L _Ж . π D ²_Р /4 = 7350 L _Ж . D ²_Р, (9.1)

где коэффициент 1,2 учитывает дополнительную массу пяты и вала, заключенного в подшипники.

8.2. В качестве расчетной нагрузки G обычно принимается усилие перегрузки в 3 g, приложенное в центре тяжести ротора:

G = 3 g. М_Р. (9.2)

8.3. Подпятник рассчитывается на полную нагрузку, каждый из подшипников – на половинную. Применяемые материалы трущейся пары при водяной смазке:

- втулки подшипника и секторного кольца подпятника – фторопластографит 2П-1000-3П,

- шипа и пяты – хромоникелевый сплав ВЖЛ-2.

8.4. Принятые исходные данные для расчета подшипников:

- допускаемая величина произведения окружной скорости втулки шипа на

удельную нагрузку: [W р _СР] = [ 0,5ω d _П р _СР] = [ π nd _П р _СР/60]< 10⁶ н/м сек,

- рекомендуемое отношение длины подшипника к диаметру шипа l _П / d _П = 2,0,

- отношение внутреннего диаметра вкладыша подпятника d _ВН к диаметру шипа d _ВН = 1,5 d _П.

8.5. Из равенства:

π nd _П р _СР/60 = π n 0,5 G / 60 l _П = [ 0,5 d _П ω р _СР] =10⁶

расчетная длина каждого из подшипников:

l _П = π n G /120. 10⁶ = 2,62. 10^-8 n G (9,3)

Диаметр подшипника:

d _П = 0,5 l _П. (9.4)

8.6. Площадь трущейся поверхности подпятника с наружным диаметром вкладыша d _Н и средним диаметром d _СР = 0,5(d _Н + 1,5 d _П):

f _ПП = π d _СР 0,5(d _Н - 1,5 d _П).

8.7. Выражение для допустимого режима работы трущейся пары подпятника:

[W р _СР]=0,5ω d _СР G/ f _ПП =0,5ω d _СР G/ π d _СР 0,5(d _Н -1,5 d _П)=ω G/ π (d _Н-1,5 d _П), (9.5)

откуда наружный диаметр вкладыша подпятника d _Н:

d _Н =1,5 d _П + ω G/ π. 10⁶ =1,5 d _П + n G/ 30. 10⁶. (9.6)

8.7. Для подачи водяной смазки в зону трения трущиеся поверхности подшипников и подпятников должны иметь соответственно продольные и радиальные канавки в количестве 6-8 штук сечением 10 – 15 мм².

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ СТЕНКИ КОРПУСА ГЕРМЕТИЧНОГО ГЦНПК

9.1. В расчетной практике расчет толщины стенок δ_СТ цилиндрического сосуда, находящихся под действием внутреннего давления P _РАСЧ = 1,25 Р, производят в соответствии с третьей теорией прочности (теорией наибольших касательных напряжений), которая применяется для пластичных материалов [10]:

δ_СТ = P _РАСЧ D _СТ /(2,0 φ σ_ДОП – P _РАСЧ), (10.1)

где φ и σ_ДОП – коэффициент прочности сварных швов и допускаемое напряжение материала при рабочей температуре Т.

9.2. Для оценочных расчетов можно принять φ =1,0, а величину допускаемого напряжения стали ОХ18Н10Т при температуре Т =300 ⁰С - σ_ДОП = 120 МПа.

ПРИМЕР РАСЧЕТА

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Мощность главной турбины - N_E =40 МВт = 40. 10⁶ Вт.

КПД ЯЭУ –η_ЭУ =0,25,

Число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n _П=4,

Потребный напор ГЦНПК – Н =50 м,

Давление и температура воды на входе в насос – P= 18 МПа, T =300 ⁰С,

Разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – Δ T =30 ⁰С,

Величина действующих перегрузок –3,0 g,

Угловая скорость вращения вала насоса – n =1430, об/мин.

Конструктивная схема насоса – центробежный, герметичный, с подшипниками, смазываемыми водой.

2. КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА

2.1. Подача ГЦНПК при теплоемкости С_Р =5656 и плотности ρ =755:

Q = N_E / η_ЭУ n _П Δ T С_Р ρ =30. 10⁶ /0,25. 4. 30. 5656. 755 = 0,234 м³/сек.

2.2. Коэффициент быстроходности:

n_S =3,65 n Q ^1/2/ Н ^3/4 = 3,65. 1430. 0,234^1/2 / 50^3/4 = 134.

3. РАЗМЕРЫ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.

3.1. Объемный КПД:

η_ОБ = 1/(1+0,68/ n _s^2/3) = 1/(1+0,68/134^2/3) = 0,975.

3.2.Расчетный расход через РК:

Q ¹ = Q /0,975 = 0,234/0,975 = 0,24.

3.3. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо:

D _0ПР = 5,0 (Q ¹ / n)^1/3 = 5,0 (0,24 / 1430)^1/3 = 0,284,

3.4. Крутящий момент при η = η_Г η_ОБ η_МЕХ = 0,9. 0,975. 0,9 =0,78:

М_КР = 30 ρ Q g Н η/π n = 30. 755. 0,234. 9,81. 50. 0,78/3,14. 1430 =

= 30. 67600/3.14. 1430 = 451,6 нм.

3.5. Диаметр вала и втулки при τ_ДОП =15,0 МПа:

d _В = (М_КР/ 0,2 τ_ДОП)^1/3 = (451,6/ 0,2. 15,0.10⁶)^1/3 =0,053 м.

d _ВТ = 1,2 d _В = 1,2. 0,053 = 0,064 м.

3.6. Расчетное значение входного диаметра:

D ₀ = (D² _0ПР + d ²_ВТ)^1/2 = (0,284² + 0,064²)^1/2 = 0.291 м.

3.7. Абсолютная скорость на входе в РК:

С ₀= 4 Q ¹/ π D² _0ПР = 4. 0,24 / 3,14. 0,284² = 3,66 м/сек.

3.8. Скорость на входе в МЛП при коэффициенте стеснения К₁=1,15:

С ₁ r = С ₁ = К₁ . С ₀ = 1,15. 3,66 = 4,21.

3.9. Окружная скорость колеса на диаметре D ₁ = D ₀:

U ₁ = D ₀ π n /60 = 0,291. 3.14. 1430 /60 = 21,78.

3.10. Угол входа потока на лопасти при принятом угле атаки i = 5⁰:

tg β_1БУ= С ₁/ U ₁ = 4,21/21,78 = 0,193.

β₁ =β_1Л = β_1БУ+ i = 11 + 6 = 17⁰.

3.11. Ширина каналов МЛП на входе в РК:

b ₁ = Q ¹ / π D ₁ С ₁ =0,24 /3.14. 0,291. 4,21 = 0,063.

4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РК

4.1. Гидравлический КПД РК:

η_Г= 1 – 0,42 (lg 1000 D _0ПР – 0,172)^-2 = 1-0,42(lg 1000. 0,284 – 0,172)^-2 = 0,92.

4.2. Окружная скорость при β₂ =β₁ и С ₂ r = С ₁:

U ₂ = 0,5. С ₁ Ctg β₁ + [(0,5. С ₁ Ctg β₁)² + gН /η_Г]^1/2 =

= 0,5. 4,21 /tg 17⁰ + [(0,5. 4,21 /tg 17⁰)² + 9,81. 50 /0,92]^1/2 =

= 7 + [49 + 533]^1/2 = 7 + 24,1 = 31,1 м/сек.

4.3 Наружный диаметр РК:

D ₂ = 60 U ₂ / π n = 60. 31,1 /3.14. 1430= 0,416 м.

Отношение m= D ₂ / D ₁ = 0,416/ 0,291= 1,43.

4.4. Ширина каналов МЛП на выходе из РК:

b ₂ = b ₁ / m = 0,063/1,43 = 0,044.

4.5. Число лопастей РК - Z принимаем конструктивно равным 8, толщину лопасти δ=0,007 м. Полученные значения размеров можно считать приемлемыми для компоновки агрегата.

5. ПРОФИЛЬ И ПЛАН РК

5.1. На рис. 1 представлены параллелограммы скоростей в масштабе М 1: 2. 10^-3,

а на рис. 2 сечения РК в масштабе 1:10.

6. СПИРАЛЬНЫЙ ОТВОД НАСОСА

Средняя скорость течения в отводе:

C _АСР = 0,7 C ₂ = 0,7 16,32 = 11,42м/с.

6.2. Площадь выходного сечения спирали:

F _ВЫХ= Q /C _АСР = 0,234/11,42 = 0,020.

6.3. Выходной радиус для круглого сечения спирали:

r _ВЫХ = (F _ВЫХ / π)^1/2 = (0,020 / 3,14)^1/2 = 0,081.

6.4. Радиус средней линии спирали в выходном сечении:

R _СП = 0,5 D₂ + r _ВЫХ = 0,5. 0,416 + 0,081 = 0,290 м.

7. ГАБАРИТЫ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

7.2. Мощность насоса при:

N дв = ρ QgН /η_Г η_ОБ η_МЕХ η_РОТ = 755. 0,234. 9,81. 50/0,92. 0,97. 0,9. 0,85 = 127 КВт.

7.3. По графикам рис.1 находим: L _Ж =0,25, D _Р=0,29_, D _СТ=0,50_, L _ЛЧ=0,20.

8. РАЗМЕРЫ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР

8.1. Масса ротора:

М_Р = 1,1. 0,785. D ²_Р . L _Ж 7 800 =6730. 0,29². 0,25 = 148 кг.

8.2. Расчетная кратковременная нагрузка G:

G = 3 g. М_Р =4. 9,81. 148 =31 000 н =4 358 н._.

8.3.Расчетная длина каждого из подшипников:

l _П = 2,62. 10^-8 n G = 2,62. 10^-8. 1430. 4358 =0,163 м.

Диаметр подшипника:

d _П = 0,5 l _П = 0,5. 0,217= 0,082 м.

8.4. Наружный диаметр вкладыша подпятника d _Н:

d _Н =1,5 d _П + n G/ 30. 10⁶ = 1,5. 0,110 + 1430. 4358/30. 10⁶= 0,330 м.

9. ТОЛЩИНА СТЕНКИ КОРПУСА ГЦНПК

9.1. Расчетное давление:

P _РАСЧ = 1,25 Р = 1,25. 18 =22,5 МПа.

9.2. Толщина стенки корпуса:

δ_СТ = P _РАСЧ D _СТ /(2,0 φ σ_ДОП – P _РАСЧ) = 22,5. 0,50 /(2,0. 120 – 22,5) =0,053 м.

Дата добавления: 2014-12-07