Зміст
1. ОПИС ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА
2. ГІДРАВЛІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРОТОЧНІЙ ЧАСТИНИ ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА НЦВС40/30
2.1 Розрахунок основних параметрів насоса
2.2 Визначення основних розмірів робочого колеса
2.3 Профілювання каналу робочого колеса в меридіальному перерізі
2.4 Профілювання лопаток робочого колеса
2.5 Розрахунок спіральної камери кругового перерізу
2.6 Підведення рідини до робочого колеса
2.7 План швидкостей потоку рідин на вході і виході робочого колеса
2.8 Визначення осьових сил і вибір пристрою для рівняння осьових сил
2.9 Розрахунок об'ємних втрат
2.10 Розрахунок потужності електродвигуна
2.11 Побудова напірних характеристик
2.12 Вибір матеріалів для основних частин насоса
3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА МІЦНІСТЬ
3.1 Розрахунок на міцність валу насоса
3.2 Приклад розрахунку на міцність валу насоса типу НЦВ 40/30
3.3 Перевірка міцності шпоночно з'єднання
3.4 Розрахунок колеса насоса на міцність
3.5 Розрахунок лопатки робочого колеса на міцність
3.6 Розрахунок міцності корпусу насоса
4. ЕКСПЛУАТАЦІЯ ТА ОБСЛУГОВУВАННЯ ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА НЦВ 40130
5. ПРИЗНАЧЕННЯ І ПРИНЦИП ДІЇ баластної системи
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Опис відцентрового насоса НЦВС 40/30
Конструкція і принцип роботи насоса
Електронасос представляє собою моноблок, що складається з одноступінчастого відцентрового насоса та електродвигуна.
Відцентровий насос складається з корпусу, кришки, колеса, ліхтаря, вузла ущільнення.
Корпус насоса прикріплений до ліхтаря, який прикріплений на фланець електродвигуна.
Робоче колесо насаджено на подовжений кінець електродвигуна й зміцнена за коштами шпонки, шайби і гайки робочого колеса.
Вал електродвигуна захищений від підноса сальникової набиванням, захисної втулкою.
Підведення перекачується рідини осьової. За допомогою коліна його можна зробити радіальним.
У кришці корпусу встановлено м'яке або торцеве ущільнення, до якого з напірної порожнини підводиться рідина для утворення гідравлічного затвора та охолодження.
Кріплення електронасоса до суднового фундаменту. Здійснюється одним з трьох видів фундаменту: нижньому, середньому, бічному.
На електронасос закріплена стрілка, яка вказує обертання валу. Принцип роботи насоса полягає в наступному:
- Рідина отримує рух від безперервного обертання робочого колеса, під дією відцентрової сили, що розвивається в колесі, при його обертанні, відкидаються від центру колеса до периферії, переміщати вздовж лопаток, надходить в спіральний відвід, а з нього в напірний патрубок.
Електронасос працює при зниженні подачі до 10% від номінальної і збільшенні подачі до максимальної. З урахуванням допустимої навантаження електродвигуна і без кавітаційної роботи.
2. Гідравлічний розрахунок проточної частини відцентрового насоса НЦВС 40/30
2.1.1Расчет основних параметрів насоса
Вибір системи насоса визначається коефіцієнтом швидкохідності за формулою
h = частота обертання, хв -1
Q S - подача, м 3 / с
H - напір, дм / кг
η S =
Практика показує, що коефіцієнт швидкохідності (η S) суднового насоса з задовільним ККД повинен бути в межах:
η S = 80-150;
У нашому випадку приймаємо:
2.1.2 Критичний кавітаційний запас енергії визначається за формулою:
g - прискорення сил тяжіння, м 3 / с
ρ - щільність рідини, що перекачується, кг / м 3
Р а - тиск на виході, Па
Р n - тиск пароутворення при заданій температурі, Па
А - коефіцієнт запасу
H Bc-геометрична висота всмоктування, м
h Tn - гідравлічні втрати в прямому трубопроводі, Дм / кг
А = 2; Н = 4 м ; Р а = 9,8 · 10 4 Па;
Приймаються
h Т n = 15 дм / кг
2.1.3 Максимально допустима частота обертання визначається за формулою
З кр - кавітаційний коефіцієнт швидкохідності, вибирається в залежності від n S: для циркулярного насоса З кр = 1000чQ 1 - приймаємо рівним Q Tk має колесо з одностороннім всмоктуванням.
Робоча частота менша від максимальної.
2.1.4 Приведений діаметр входу в колесо визначається за формулою:
D 1 прав - mm
n = хв -1
D 1 прав = 4 · 10 3 ·
61,9 мм
2.1.5 Гідравлічний ККД насоса визначається за формулою Ламакіна А. А.
D 1 прав - мм
2.1.6 Об'ємний ККД насоса визначається за формулою
2.1.7 Максимальний ККД насоса
Механічний ККД насоса приймається:
Приймаються η хутро = 0,95
2.1.8 Повний ККД насоса
2.1.9 Потужність, споживана насосом (колесом)
2.1.10 Потужність на валу електродвигуна з урахуванням 10% запасу
N ДВ = 1,1 · N кВт
N ДВ = 1,1 · 4425,69 = 4868,26 вт
2.2 Визначення основних розмірів робочого колеса
2.2.1 Крутний момент на валу насоса.
η-оберти вала насоса, Мін -1
2.2.2 Діаметр валу насоса
Z кр - допустиме значення напруги на кручення для сталевих валів, Z кр = 130 кг / см 2
2.2.3 Діаметр валу з урахуванням шпонки, визначається d в
d в = 3,2 см = 0,032 м
2.2.4 Кінцевий діаметр втулки колеса
d вт = (1,25 - 1,45) · d в мм
d вт = (1,35 · 0,032) = 0,0432 м
2.2.5 Розрахункова продуктивність колеса з урахуванням втрат
2.2.6 Швидкість рідини у вході перерізів робочого колеса в першому наближенні визначається за формулою Руднєва С. С.
Qґ - м 3 / с
η - хв -1
2.2.7 Діаметр виходу в колесо
D 0 = 0,619 2 + 0,0432 2 = 0,0755 м
2.2.8 Остаточна швидкість виходу:
2.2.9 Радіус середньої точки вхідної крайки лопатки:
2.2.10 меридіальному складова абсолютної швидкості потоку до збігу перерізу лопаті приймається рівною швидкості на виході:
Сґ м = з 0 = 3,82 м / с
2.2.11 Ширина водного перерізу каналу в меридіальному перерізі визначається з рівняння нерозривності:
2.1.12 Коефіцієнт зміщення перерізу тілом лопаток:
До 1 = 1,1 - 1,15
Приймаються До = 1,15
2.2.13 меридіальному складова абсолютної швидкості з урахуванням сорому перетину тілом лопаток:
З m 1 = K 1 · Cґm м / с
З m 1 = 1,15 · 3,82 = 4,39 м / с
2.2.14 Переносна швидкість при вході в кільце:
U 1 = 3,14 · 0,0,3 = 9,42 м / с
2.2.15 Вхідний кут без ударного надходження потоку на лопатку визначається за формулою:
Β 1.0 = 27 °
2.2.16 Кут атаки (кут між направляючим β 1.0 лопатки і відносною швидкістю W 1).
Для зменшення гідравлічних сил, втрат в області робочого колеса і збільшенні його кавітаційних властивостей при проектуванні насосів приймають кут атаки, що дорівнює:
δ = 3: 8 °
Приймаємо: δ = 7 °
2.2.17 δ і β 1.0 визначаємо вхідний кут нахилу лопатки.
β 1 = β 1.0 + δ
β 1 = 27 +7 = 34 °
2.2.18 Геометричний натиск колеса
2.2.19 окружна швидкість у першому наближенні
До u 2 - коефіцієнт відношення окружної складової абсолютної швидкості при виході потоку з колеса U 2. Приймаються До u 2 = 0,5
2.2.20 Зовнішній радіус колеса в першому наближенні
2.2.21 меридіальному складова абсолютної швидкості потоку на виході з колеса без урахування сорому:
2.2.22 Коефіцієнт стиснення потоку перетину лопатки на виході з колеса:
К 2 = (1,05 - 1,1) = 1,1
2.2.23 Ставлення відносних швидкостей входу і виходу приймаються рівними.
W 1 / W 2 = 1,15
2.24 Кут виходу лопатки визначається за обраним до:
щодо швидкостей за формулою:
Для сучасних насосів β 2 = 17 - 30 °
2.2.25 Найбільш вигідне число лопаток
Z = 6 лопаток
2.2.26 Коефіцієнт ψ визначається за формулою:
Ψ = (0,55 - 0,65) + 0,6 · sinβ 2
Коефіцієнт в дужках залежить від шорсткості проточної частини робочого колеса.
Ψ = (0,55 - 0,65) + 0,6 · sin26 ° = 0,808
2.2.27 Поправочний коефіцієнт, що враховує кінцеве число лопаток, визначається за формулою:
2.2.28 Розрахунковий напір
Н ∞ (1 + Р) · Н Т Дж / кг
Н ∞ (1 +0,41) · 357,1 = 528,89 Дж / кг
2.2.29 меридіальному складова швидкості потоку c урахуванням сорому тілом лопатки на виході:
2.2.30 зовнішній радіус робочого колеса
2.2.31 Зовнішній діаметр робочого колеса
D 2 = 2 · R 2 м
D 2 = 2 · 0,077 = 0,154 м
2.2.32 Ширина каналу робочого колеса на виході
2.2.33 Товщина лопатки робочого колеса вибирається в інтервалі δ = 2 - 9. Вибираємо δ = 5 mm .
2.2.34 Перевірка попередньо обраних коефіцієнтів сорому перетину тілом лопаток
2.2.35 Відносна швидкість на вході
2.2.36 Відносна швидкість на виході
2.3 Профілювання каналу робочого колеса в меридіальному перерізі
Застосовується лінійний закон зміни Сґm 1 до значення Сґm 2 в функції від радіуса R.
R вх = 0,03 м = R 1
R вих = 0,077 м = R 6
C m вх = 3,82 м / с
C m вих = 3,06 м / с
Закон зміни ширини каналу Bi залежно від З mi має вигляд:
Зміна C mi від R i і B i від З mi і R i як С mi = f (R 1) та B i = f (C mi; R 1)
Можна змінити в табличній формі. (Табл. 2.3.1.)
Таблиця 2.3.1. Профілювання каналу робочого колеса
2.4 Профілювання лопаток робочого колеса
Для створення більш сприятливих умов для безвідривного протікання контуру лопатки потоком беруть лінійний закон зміни відносної швидкості W в залежності від радіуса колеса R 1
W = f (R)
W вх = W 1 = 10,5 (м / с)
W вих = W c = 9,1 (м / с)
Закон зміни W від К має вигляд
W = 9,9 - 3,23 · R 1
Маючи функцію лопатки W = f (R) і C mi = f (R) і значення рідини лопатки δ 1, можна визначити кут нахилу лопатки:
де
Залежність кута нахилу лопатки від меридіальному складової абсолютної швидкості і радіуса буде мати вигляд:
Приріст центрального кута
де d · R i - приріст радіуса
β i і β i + 1 - значення підінтегральної функції на початку і кінці ділянки
Δφ i - приріст центрального кута.
Значення центрального кута визначається інтегруванням:
Сумарне значення центрального кута визначається за формулою
Розрахунок профілю лопатки зводимо в таблиці 2.4.1.
Таблиця 2.4.1. Розрахунок профілю лопатки
Ісползуя отримані значення будуємо профіль лопаток (див. рис. 2.3.).
2.5 Розрахунок спіральної камери кругового перерізу
2.5.1 радіус контрольної циліндричної поверхні охоплює колесо на деякій відстані, достатньому для вирівнювання пульсації швидкості викликається кінцевим числом лопаток в колесі, знаходиться за формулою:
2.5.2 Ширина входу в спіраль з урахуванням осьового збільшення колеса
2.5.3 Радіус кругового перерізу спіральної камери
де k - коефіцієнт, який знаходиться за формулою
Радіус спіральної камери визначається для восьми перерізів, для різних значень кута φ, яким задається. Розрахунок радіусів ведемо в табличній формі (табл. 2.5.3.).
Таблиця 2.5.3.Расчет радіусів
1. ОПИС ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА
2. ГІДРАВЛІЧНИЙ РОЗРАХУНОК ПРОТОЧНІЙ ЧАСТИНИ ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА НЦВС40/30
2.1 Розрахунок основних параметрів насоса
2.2 Визначення основних розмірів робочого колеса
2.3 Профілювання каналу робочого колеса в меридіальному перерізі
2.4 Профілювання лопаток робочого колеса
2.5 Розрахунок спіральної камери кругового перерізу
2.6 Підведення рідини до робочого колеса
2.7 План швидкостей потоку рідин на вході і виході робочого колеса
2.8 Визначення осьових сил і вибір пристрою для рівняння осьових сил
2.9 Розрахунок об'ємних втрат
2.10 Розрахунок потужності електродвигуна
2.11 Побудова напірних характеристик
2.12 Вибір матеріалів для основних частин насоса
3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА МІЦНІСТЬ
3.1 Розрахунок на міцність валу насоса
3.2 Приклад розрахунку на міцність валу насоса типу НЦВ 40/30
3.3 Перевірка міцності шпоночно з'єднання
3.4 Розрахунок колеса насоса на міцність
3.5 Розрахунок лопатки робочого колеса на міцність
3.6 Розрахунок міцності корпусу насоса
4. ЕКСПЛУАТАЦІЯ ТА ОБСЛУГОВУВАННЯ ВІДЦЕНТРОВОГО НАСОСА НЦВ 40130
5. ПРИЗНАЧЕННЯ І ПРИНЦИП ДІЇ баластної системи
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Опис відцентрового насоса НЦВС 40/30
| Подача насоса | М 3 / год | 40 |
| Напір | М | 30 ± 3% |
| Тиск на вході в насос | МПа | 0,15 |
| Тип едектродвігателя | У | П32М |
| Потужність електродвигуна | кВт | 11 |
| Напруга | V | 220 |
| Частота обертання | Хв -1 | 3000 |
| Виконання електродвигуна | В3 | |
| Зовнішня витік через ущільнення | Л / 2 | 3 |
| Ккд насосу | % Не менше | 50 |
| Маса сухого насоса | кг | 210 |
| Кавітаційний запас | М | 4 |
| Коефіцієнт швидкохідності | 121 | |
| Перекачувана середу прісна: морська вода | ||
| Розміри -Висота довжина агрегату -Діаметр вхідного патрубка -Діаметр вихідного патрубка | ||
| мм | 750 | |
| мм | 80 | |
| мм | 80 | |
Електронасос представляє собою моноблок, що складається з одноступінчастого відцентрового насоса та електродвигуна.
Відцентровий насос складається з корпусу, кришки, колеса, ліхтаря, вузла ущільнення.
Корпус насоса прикріплений до ліхтаря, який прикріплений на фланець електродвигуна.
Робоче колесо насаджено на подовжений кінець електродвигуна й зміцнена за коштами шпонки, шайби і гайки робочого колеса.
Вал електродвигуна захищений від підноса сальникової набиванням, захисної втулкою.
Підведення перекачується рідини осьової. За допомогою коліна його можна зробити радіальним.
У кришці корпусу встановлено м'яке або торцеве ущільнення, до якого з напірної порожнини підводиться рідина для утворення гідравлічного затвора та охолодження.
Кріплення електронасоса до суднового фундаменту. Здійснюється одним з трьох видів фундаменту: нижньому, середньому, бічному.
На електронасос закріплена стрілка, яка вказує обертання валу. Принцип роботи насоса полягає в наступному:
- Рідина отримує рух від безперервного обертання робочого колеса, під дією відцентрової сили, що розвивається в колесі, при його обертанні, відкидаються від центру колеса до периферії, переміщати вздовж лопаток, надходить в спіральний відвід, а з нього в напірний патрубок.
Електронасос працює при зниженні подачі до 10% від номінальної і збільшенні подачі до максимальної. З урахуванням допустимої навантаження електродвигуна і без кавітаційної роботи.
2. Гідравлічний розрахунок проточної частини відцентрового насоса НЦВС 40/30
2.1.1Расчет основних параметрів насоса
Вибір системи насоса визначається коефіцієнтом швидкохідності за формулою
h = частота обертання, хв -1
Q S - подача, м 3 / с
H - напір, дм / кг
η S =
Практика показує, що коефіцієнт швидкохідності (η S) суднового насоса з задовільним ККД повинен бути в межах:
η S = 80-150;
У нашому випадку приймаємо:
2.1.2 Критичний кавітаційний запас енергії визначається за формулою:
g - прискорення сил тяжіння, м 3 / с
ρ - щільність рідини, що перекачується, кг / м 3
Р а - тиск на виході, Па
Р n - тиск пароутворення при заданій температурі, Па
А - коефіцієнт запасу
H Bc-геометрична висота всмоктування, м
h Tn - гідравлічні втрати в прямому трубопроводі, Дм / кг
А = 2; Н =
Приймаються
h Т n = 15 дм / кг
2.1.3 Максимально допустима частота обертання визначається за формулою
З кр - кавітаційний коефіцієнт швидкохідності, вибирається в залежності від n S: для циркулярного насоса З кр = 1000чQ 1 - приймаємо рівним Q Tk має колесо з одностороннім всмоктуванням.
Робоча частота менша від максимальної.
2.1.4 Приведений діаметр входу в колесо визначається за формулою:
D 1 прав - mm
n = хв -1
D 1 прав = 4 · 10 3 ·
2.1.5 Гідравлічний ККД насоса визначається за формулою Ламакіна А. А.
D 1 прав - мм
2.1.6 Об'ємний ККД насоса визначається за формулою
2.1.7 Максимальний ККД насоса
Механічний ККД насоса приймається:
Приймаються η хутро = 0,95
2.1.8 Повний ККД насоса
2.1.9 Потужність, споживана насосом (колесом)
2.1.10 Потужність на валу електродвигуна з урахуванням 10% запасу
N ДВ = 1,1 · N кВт
N ДВ = 1,1 · 4425,69 = 4868,26 вт
2.2 Визначення основних розмірів робочого колеса
2.2.1 Крутний момент на валу насоса.
η-оберти вала насоса, Мін -1
2.2.2 Діаметр валу насоса
Z кр - допустиме значення напруги на кручення для сталевих валів, Z кр = 130 кг / см 2
2.2.3 Діаметр валу з урахуванням шпонки, визначається d в
d в =
2.2.4 Кінцевий діаметр втулки колеса
d вт = (1,25 - 1,45) · d в мм
d вт = (1,35 · 0,032) =
2.2.5 Розрахункова продуктивність колеса з урахуванням втрат
2.2.6 Швидкість рідини у вході перерізів робочого колеса в першому наближенні визначається за формулою Руднєва С. С.
Qґ - м 3 / с
η - хв -1
2.2.7 Діаметр виходу в колесо
D 0 = 0,619 2 + 0,0432 2 =
2.2.8 Остаточна швидкість виходу:
2.2.9 Радіус середньої точки вхідної крайки лопатки:
2.2.10 меридіальному складова абсолютної швидкості потоку до збігу перерізу лопаті приймається рівною швидкості на виході:
Сґ м = з 0 = 3,82 м / с
2.2.11 Ширина водного перерізу каналу в меридіальному перерізі визначається з рівняння нерозривності:
2.1.12 Коефіцієнт зміщення перерізу тілом лопаток:
До 1 = 1,1 - 1,15
Приймаються До = 1,15
2.2.13 меридіальному складова абсолютної швидкості з урахуванням сорому перетину тілом лопаток:
З m 1 = K 1 · Cґm м / с
З m 1 = 1,15 · 3,82 = 4,39 м / с
2.2.14 Переносна швидкість при вході в кільце:
U 1 = 3,14 · 0,0,3 = 9,42 м / с
2.2.15 Вхідний кут без ударного надходження потоку на лопатку визначається за формулою:
Β 1.0 = 27 °
2.2.16 Кут атаки (кут між направляючим β 1.0 лопатки і відносною швидкістю W 1).
Для зменшення гідравлічних сил, втрат в області робочого колеса і збільшенні його кавітаційних властивостей при проектуванні насосів приймають кут атаки, що дорівнює:
δ = 3: 8 °
Приймаємо: δ = 7 °
2.2.17 δ і β 1.0 визначаємо вхідний кут нахилу лопатки.
β 1 = β 1.0 + δ
β 1 = 27 +7 = 34 °
2.2.18 Геометричний натиск колеса
2.2.19 окружна швидкість у першому наближенні
До u 2 - коефіцієнт відношення окружної складової абсолютної швидкості при виході потоку з колеса U 2. Приймаються До u 2 = 0,5
2.2.20 Зовнішній радіус колеса в першому наближенні
2.2.21 меридіальному складова абсолютної швидкості потоку на виході з колеса без урахування сорому:
2.2.22 Коефіцієнт стиснення потоку перетину лопатки на виході з колеса:
К 2 = (1,05 - 1,1) = 1,1
2.2.23 Ставлення відносних швидкостей входу і виходу приймаються рівними.
W 1 / W 2 = 1,15
2.24 Кут виходу лопатки визначається за обраним до:
щодо швидкостей за формулою:
Для сучасних насосів β 2 = 17 - 30 °
2.2.25 Найбільш вигідне число лопаток
Z = 6 лопаток
2.2.26 Коефіцієнт ψ визначається за формулою:
Ψ = (0,55 - 0,65) + 0,6 · sinβ 2
Коефіцієнт в дужках залежить від шорсткості проточної частини робочого колеса.
Ψ = (0,55 - 0,65) + 0,6 · sin26 ° = 0,808
2.2.27 Поправочний коефіцієнт, що враховує кінцеве число лопаток, визначається за формулою:
2.2.28 Розрахунковий напір
Н ∞ (1 + Р) · Н Т Дж / кг
Н ∞ (1 +0,41) · 357,1 = 528,89 Дж / кг
2.2.29 меридіальному складова швидкості потоку c урахуванням сорому тілом лопатки на виході:
2.2.30 зовнішній радіус робочого колеса
2.2.31 Зовнішній діаметр робочого колеса
D 2 = 2 · R 2 м
D 2 = 2 · 0,077 =
2.2.32 Ширина каналу робочого колеса на виході
2.2.33 Товщина лопатки робочого колеса вибирається в інтервалі δ = 2 - 9. Вибираємо δ =
2.2.34 Перевірка попередньо обраних коефіцієнтів сорому перетину тілом лопаток
2.2.35 Відносна швидкість на вході
2.2.36 Відносна швидкість на виході
2.3 Профілювання каналу робочого колеса в меридіальному перерізі
Застосовується лінійний закон зміни Сґm 1 до значення Сґm 2 в функції від радіуса R.
R вх = 0,03 м = R 1
R вих = 0,077 м = R 6
C m вх = 3,82 м / с
C m вих = 3,06 м / с
Закон зміни ширини каналу Bi залежно від З mi має вигляд:
Зміна C mi від R i і B i від З mi і R i як С mi = f (R 1) та B i = f (C mi; R 1)
Можна змінити в табличній формі. (Табл. 2.3.1.)
Таблиця 2.3.1. Профілювання каналу робочого колеса
| № | R i (м) | З mi (м / с) | У i (м) |
| 1 | 0,03 | 3,799 | 0,016 |
| 2 | 0,0394 | 3,611 | 0,0128 |
| 3 | 0,0448 | 3,435 | 0,0109 |
| 4 | 0,0582 | 3,259 | 0,0096 |
| 5 | 0,0676 | 3,083 | 0,0087 |
| 6 | 0,077 | 2,906 | 0,0081 |
Для створення більш сприятливих умов для безвідривного протікання контуру лопатки потоком беруть лінійний закон зміни відносної швидкості W в залежності від радіуса колеса R 1
W = f (R)
W вх = W 1 = 10,5 (м / с)
W вих = W c = 9,1 (м / с)
Закон зміни W від К має вигляд
W = 9,9 - 3,23 · R 1
Маючи функцію лопатки W = f (R) і C mi = f (R) і значення рідини лопатки δ 1, можна визначити кут нахилу лопатки:
де
Залежність кута нахилу лопатки від меридіальному складової абсолютної швидкості і радіуса буде мати вигляд:
Приріст центрального кута
де d · R i - приріст радіуса
β i і β i + 1 - значення підінтегральної функції на початку і кінці ділянки
Δφ i - приріст центрального кута.
Значення центрального кута визначається інтегруванням:
Сумарне значення центрального кута визначається за формулою
Розрахунок профілю лопатки зводимо в таблиці 2.4.1.
Таблиця 2.4.1. Розрахунок профілю лопатки
| № | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
| R i | 0,03 | 0,039 | 0,048 | 0,058 | 0,0676 | 0,077 |
| B | 0,016 | 0,0128 | 0,1092 | 0,0096 | 0,0087 | 0,0081 |
| Cґm | 3,799 | 3,611 | 3,495 | 3,959 | 3,083 | 2,906 |
| W | 10,5 | 10,22 | 9,94 | 9,66 | 9,38 | 9,1 |
| Cґm / W | 0,362 | 0,553 | 0,346 | 0,337 | 0,329 | 0,319 |
| T | 0,031 | 0,0412 | 0,0511 | 0,0609 | 0,0707 | 0,0806 |
| δ | 5 · 10 -3 | 5 · 10 -3 | 5 · 10 -3 | 5 · 10 -3 | 5 · 10 -3 | 5 · 10 -3 |
| δ / t | 0,159 | 0,1213 | 0,097 | 0,082 | 0,0707 | 0,062 |
| 0,521 | 0,474 | 0,444 | 0,419 | 0,3997 | 0,381 | |
| β 0 | 31,4 | 28,29 | 26,35 | 24,78 | 23,56 | 22,39 |
| tgβ | 0,61 | 0,54 | 0,49 | 0,46 | 0,44 | 0,41 |
| ΔRґ i | 0 | 0,009 | 0,009 | 0,009 | 0,009 | 0,009 |
| 50,82 | 44,41 | 39,59 | 35,49 | 32,65 | 31,68 | |
| Δφ i = ΔR i + | 0 | 0,42 | 0,37 | 0,33 | 0,31 | 0,297 |
| 0 | 24,07 | 45,29 | 64,2 | 81,97 | 99 | |
| 0,42 | 0,79 | 1,12 | 1,43 | 1,727 | ||
| 0 | 47 | 41,8 | 37,35 | 33,62 | 31,68 |
2.5 Розрахунок спіральної камери кругового перерізу
2.5.1 радіус контрольної циліндричної поверхні охоплює колесо на деякій відстані, достатньому для вирівнювання пульсації швидкості викликається кінцевим числом лопаток в колесі, знаходиться за формулою:
2.5.2 Ширина входу в спіраль з урахуванням осьового збільшення колеса
2.5.3 Радіус кругового перерізу спіральної камери
де k - коефіцієнт, який знаходиться за формулою
Радіус спіральної камери визначається для восьми перерізів, для різних значень кута φ, яким задається. Розрахунок радіусів ведемо в табличній формі (табл. 2.5.3.).
Таблиця 2.5.3.Расчет радіусів
| № | φ ° | ρ | R 0 = R 3 + ρ хв | R c = R 3 +2 ρ | ||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | |
| I | 45 ° | 0,0002 | 0,0004 | 0,000032 | 0,005649 | 0,00585 | 0,08515 | 0,091 |
| II | 90 ° | 0,0004 | 0,0008 | 0,000064 | 0,00799 | 0,00839 | 0,08769 | 0,9608 |
| III | 135 ° | 0,0006 | 0,0012 | 0,000095 | 0,00979 | 0,01039 | 0,08969 | 0,10008 |
| IV | 180 ° | 0,0008 | 0,0016 | 0,000128 | 0,011299 | 0,012099 | 0,091399 | 0,103498 |
| V | 225 ° | 0,001 | 0,0021 | 0,00016 | 0,012634 | 0,01363 | 0,09293 | 0,10656 |
| VI | 270 ° | 0,0012 | 0,0024 | 0,00019 | 0,013839 | 0,01504 | 0,09434 | 0,10938 |
| VII | 315 ° | 0,0014 | 0,0026 | 0,000223 | 0,014948 | 0,016348 | 0,095648 | 0,111996 |
| VIII | 360 ° | 0,0016 | 0,0032 | 0,000255 | 0,01598 | 0,01758 | 0,09688 | 0,11946 |
2.6 Підведення рідини до робочого колеса
Форма підвідного каналу до робочого колеса робить істотний вплив на рівномірний розподіл швидкостей на вході в колесо, а так само на ККД і кавитационні якості. При консольному розташуванні робочого колеса найкращим типом підвідного каналу є осьової конічний патрубок (конфузор), який, звужуючись у напрямку до колеса, забезпечує підвищення швидкості потоку на 15-20% рівномірний асиметричний потік на вході в колесо. Розмір вхідного патрубка визначається по перетину всмоктуючого патрубка, який розраховується, виходячи ізвелічіни допускаються гідравлічних опорів. Для насосів підвищеної швидкохідності в патрубку встановлюється втулка обтічної форми, з'єднується з ним плоскими ребрами, що забезпечує відсутність закручування потоку на вході в робоче колесо.
Для насосів, вал яких спирається на підшипники з двох сторін робочого колеса, застосовується спіральний підвід.
2.7 План швидкостей потоку рідин на вході і виході робочого колеса
Характеристика потоку в будь-якій точці визначається величиною і напрямком швидкостей, для чого повинен бути побудований план, або трикутник швидкостей. Абсолютна швидкість частинки рідини в кожній точці колеса при його обертанні складається з переносний окружної швидкості колеса і відносної швидкості по лопаті колеса.
Побудова трикутника швидкостей ведеться на профілі лопатки (рис. 2.5.)
2.8 Визначення осьових сил, вибір пристрою для рівняння осьових сил
2.8.1 Гідравлічна сила, що діє на робоче колесо:
де θ - об'ємна вага, кг / м 3; γ = 1000 кг / м 3
k = r 0 + d 1 м,
де r 0 - радіус входу в колесо
d - товщина обводу колеса на виході, d = 7 - 10 мм
d = 7,5 мм
r BT = (1,12 - 1,5) · 0,071 = 0,0132 - 0,0165
Приймаються
r BT = 0,016
H i Тпот = ρ · H 17 м.вод.ст
H i Тпот = 0,7 · 35,71 = 25,48 м . Вод.ст
2.8.2 Сила реакції, що виникає від зміни напрямку руху води в робочому колесі.
де С 0 - швидкість входу, м / с
2.8.3 Додаткова осьова сила виникає при аварійному зносі переднього ущільнювача визначається за формулою Ломакіна А. А.
де r 2 - зовнішній радіус робочого колеса, м
U 2 - окружна швидкість колеса, м / с
r 1 - радіус входу з урахуванням товщини обводу, м
ℓ - довжина щілинного ущільнення, м; ℓ = 10 год 25 мм .
Приймаються ℓ = 20 мм .
2.8.4 Результуюча гідравлічна осьова сила
P = p 1 + p 3 + p 2 (H)
Р = 662,51 + 129,1 - 35,1 = 756,56 Н
2.8.5 Управління робочих коліс одноступеневих насосів найчастіше виконується за допомогою розвантажувальних отворів у задній стінці колеса. Цей спосіб керуючої осьової сили полягає в тому, що площина за задньою стінкою робочого колеса, утворена неврівноваженою його площі і стінкою корпусу насоса, з'єднується з всмоктуючої порожниною колеса або насоса.
2.9 Розрахунок об'ємних втрат
2.9.1 Потенційний напір у робочому колесі
Н піт = ρ · Н i т (дж / кг)
Н піт = 0,7 · 357 = 249,97 дж / кг = 25,48 м . Вод.ст.
2.9.2 Перепад тиску на кінцях ущільнення робочого колеса визначається за формулою:
R 2 - діаметр виходу з насоса, мм
R 1 = R 0 + d
D - товщина відводу на виході, d = 5,5 мм
25,34 м . Вод.ст.
2.9.3 Величина радіального зазору
B 1 = 0,35 мм
Максимально допустимий зазор визначається за формулою:
В = 0,3 + 0,04 · Ду, мм,
де Ду - діаметр ущільнення, Ду = 0,09
В = 0,3 + +0,04 · 0,09 = 0,3 мм
2.9.4 Довжина щілини ущільнення
ℓ = (10 - 25), м
Приймаються ℓ = 20
2.9.5 Коефіцієнт сполучення
ℓ = (0,04 - 0,07) = 0,05 м
2.9.6 Коефіцієнт витрати
2.9.7 Витоки в ущільненні робочого колеса
2.9.8 Розрахунок уточненого об'ємного ККД.
2.10 Розрахунок потужності електродвигуна
2.10.1 Повний уточнений ККД
2.10.2 Потужність колеса
2.10.3 Потужність двигуна з урахуванням 10% запасу
2.11 Побудова напірних характеристик
2.11.1 Для побудови напірних характеристик визначаємо коефіцієнт циркуляції
де ψ - коефіцієнт
Z - число лопаток
D 1 - приведений діаметр входу в колесо, м
D 2 - діаметр колеса, м
2.11.2 Уточнена теоретична передача
2.11.3 Теоретичний натиск відомий
Н т = 36,4 м . Вод.ст.
2.11.4 Напірна характеристика насоса з нескінченним числом лопаток є пряма в осях Q і Н.
При Q т ∞ = 0; Н т ∞ =
59,6 м . Вод.ст.
При Q т ∞ = 0,0116; Н т ∞ = Н т / k = 36,4 / 0,826 = 44,7 м . Вод.ст.
2.11.5 Напірна теоретична характеристика насоса з точним числом лопаток теж є пряма.
Визначимо коефіцієнти цієї прямої.
При Q т ∞ = 0; Н т ∞ = 48,5 м . Вод.ст.
При Q т = Q т ∞; Н т = К · Н т ∞ = 36,4 · 0,826 = 30,1 м . Вод.ст.
2.11.6. Гідравлічні втрати в робочому колесі залежать від величини подачі Q n і визначається за формулою:
де η 2 - гідравлічний ККД
Н т - теоретичний натиск, м.вод.ст.
Q т i-теоретична подача, м 3 / с
Q Тнап - номінальна подача, м 3 / с
2.11.7 Гідравлічні втрати на удар при вході потоку на лопатки робочого колеса визначається за формулою:
де Н - напір, м.вод.ст.
К - коефіцієнт циркуляції
U 2 - окружна швидкість
g - прискорення сили тяжіння, м / с 2
Н ок / Н 1 = 1
де Н ок - напір при закритій кришці.
Значення величини h 2 = f (Q Ti) наведені в таблиці 2.11.
Таблиця 2.11.1. Гідравлічні втрати
2.12 Вибір матеріалів для основних частин насоса
Вибір марок матеріалів проводиться у Белінову І. С. Довідник технолога механоскладального цеху суднового заводу «Транспорт», 1969 р .
2.12.1 Приймаються матеріал вала сталь марки 40х30 ГОСТ 5632-72
2.12.2 Приймаються матеріал корпусу та кришки, чавун марки З 4 21х40
2.12.3 Приймаються матеріал робочого колеса марки Бр. ОЦСН 3-7-5-1 ГОСТ 613-65
2.12.4 Патрубки виготовлені з бронзи Бр. ОЗЦ 7С5Н1 придатний до експлуатації 1000-12000 годин.
3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА МІЦНІСТЬ
3.1 Розрахунок на міцність валу насоса
Так як вал насоса знаходиться вертикально, то розрахунок ведеться тільки на розтяг-стиск і кручення.
3.1.1 розрахунок на розтяг - стиск полягає у визначенні поздовжніх сил N; нормальних напружень δ і переміщень δ. Для цього будуємо їх епюри (див. Рис. 3.1.).
3.1.2 Визначення осьової сили
Р ос = Р - Р k, Н
де Р - осьова гідравлічна сила
Р k - вага колеса
Р k = м k · g,
де g - прискорення сили тяжіння, м / с 2
м k - маса колеса, кг
м k = V k · g мк, кг,
де g мк - щільність матеріалу колеса
V k - обсяг матеріалу колеса
3.1.3 На вал так само буде діяти власна сила тяжіння G, яка визначається за формулою:
G = mв · g, Н,
де mв - маса вала, кг
mв = v в · ρ mв, кг,
де v в - обсяг валу
ρ mв - щільність матеріалу вала
v в = (πd 2 / 4) ℓ в,
де d - діаметр вала
3.1.4 Нормальна напруга визначається за формулою
Δ = N / F, МПа,
де N - поздовжня сила
F - площа поперечного перерізу
3.1.5 Визначення переміщень починають від підвального корпусу (зверху)
δ = δ · ℓ / Е, мм (3,8),
де δ - нормальне напруження, Па
ℓ - довжина ділянки вала
Е - модуль Юнга (для сталі Е = 206 · 10 3 Па
3.1.6 Розрахунок на кручення полягає у визначенні крутних моментів М 1 напруг
3.1.7 Визначення крутного моменту визначають за формулою:
де N дв - потужність двигуна
W - кутова швидкість, Радий -1
3.1.8 напруга визначається за формулою:
де М кр - крутний момент
W р визначають за формулою.
3.1.9 Кут повороту визначається за формулою:
Де m k - крутний момент
С - модуль зсуву: (С = 0,4 Е = 82,4 · 10 3 Па)
У р - полярний момент інерції перерізу
3.1.10 Побудова епюр змінних δ і кутів повороту φ необхідно почати зверху.
3.1.11 Вибираємо жорстке перетин, тобто перетин в якому δ і
3.1.12 Розрахунок гранично допустимих напружень в небезпечних перерізах
де
σ τ = 650 мПа
τ t = 0,5 σ τ = 377 мПа
ε - коефіцієнт, що враховує вплив характеристик розмірів валу на його міцність.
3.1.13 - розраховують коефіцієнт запасу статичної міцності в небезпечних перерізах:
- Від дій нормальних напруг:
де σ т і σ τ - гранично допустиме і розрахунково-нормальні напруги, мПа.
- Від дії дотичних напружень:
де τ г і Г τ - гранично допустиме і розрахунково-дотичне напруження, мПа.
- Від їх сумісної дії:
3.1.14 Перевіряють умови статичної міцності. Коефіцієнти запасу статичної міцності (nσ, nτ, n) повинні бути не менше допустимого значення n р, яке вибирають в залежності від пластичності стали матеріалу.
Див Ломенік А. А. «Відцентрові і осьові насоси». Машинобудування, М-Л, 1966, стор 32.
3.2 Приклад розрахунку на міцність валу насоса типу НЦВ 40130
3.2.1 Визначаємо масу колеса за формулою 3.3.
3.2.2 Визначаємо вагу колеса за формулою 3.2.
3.2.3 Визначаємо осьові сили за формулою 3.1.
3.2.4 Будуємо Епюри поздовжніх сил N з допомогою формул 3.4, 3.5, 3.6.
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0; N = 0
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0; N = 0,25 + Р ос = 0,25 + 731,57 = 731,82 Н
х = ℓ 2 = 0,005 м ; N = 731,82 + g · ρg · π · d 2 · ℓ 2 / 4 = 9,81 · 7900 · 3,14 · 0,012 · 0,002 / 4 = 731,86
Перетин III-III 0 ≤ х ≤ ℓ 3
Х = 0; N = 731,86 Н
х = ℓ 2 = 0,054 м
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0; N = 733,16 Н
х = ℓ 2 = 0,094 м
3.2.5 Будуємо епюри нормальних напружень за допомогою формули.
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0; δ = 0
х = ℓ 1 = 0,02 м ; 
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0;
Перетин III-III
Х = 0;
х = ℓ 3
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0;
х = ℓ 4 = 0,094
3.2.6 Будуємо Епюри переміщень за допомогою формули 3.8.
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0: δ IV - IV = 0,91 · 10 6 · 0,09 / 206 · 10 9 = 0,53 · 10 - 6 м
Перетин III-III 0 ≤ х ≤ ℓ 3
Х = 0: δ III - III = 0
х = ℓ 3 = 0,054 δ III - III = 1,93 · 10 6 · 0,054 / 206 · 10 9 = 0,41 · 10 - 6 м
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0: δ II - II = 0
х = ℓ 2 = 0,002 δ II - II = 6,47 · 10 6 · 0,002 / 206 · 10 9 = 0,16 · 10 - 6 м
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0: δ I - I = 0
х = ℓ 1 = 0,022 δ I - I = 244 · 0,022 / 206 · 10 9 = 0,1 · 10 - 6 м
3.2.7 Абсолютна подовження складається з відносних за формулою:
δ 4 = δ IV - IV = 0,53 · 10 - 6 м
δ 3 = δ IV - IV + δ III - III = 0,53 · 10 -6 + 0,41 · 10 -6 = 0,94 · 10 - 6 м
δ 2 = δ IIII - III + δ II - II = 0,94 · 10 -6 + 0,16 · 10 -6 = 1,1 · 10 - 6 м
δ 1 = δ III-II + δ II = 1,1 · 10 -6 + 0,0001 · 10 -6 = 1,1001 · 10 - 6 м
3.2.8 Будуємо Епюри крутних моментів м за допомогою формул 3.9 і 3.10.
Перетин II-II і II виключаються, тому що момент заломлення в перетині III-III.
Перетин III-III:
Перетин IV-IV:
3.2.9 Будуємо Епюри кутів повороту φ за допомогою формул 3.11 і 3.12.
Перетин III-III: φ III - III = 19,12 · 0,044 /
Перетин IV-IV: φ IV - IV = 19,12 · 0,09 /
3.2.10 Аналогічно абсолютного видаленню
3.2.11 Небезпечними перерізами є III-III і II-II, тому що δ II = 6,4 мПа δ III = 1,93 мПа τ III = 9,15 мПа
3.2.12 Визначаємо гранично допустимі напруги за формулою:
3.2.13 Коефіцієнт статичної запасу міцності в небезпечних перерізах:
- Від дії нормальних сил за формулою:
- Від дії дотичних сил за формулою:
- Від їх сумісної дії за формулою:
3.2.14 Перевірка умов статичної міцності визначають відношенням
Для інших матеріалів:
Коефіцієнт запасу статичної міцності (η δ; η τ; η) не менше допустимого η τ, отже вал задовольняє умовам статичної міцності.
3.3 Перевірка міцності шпоночно з'єднання
У залежності від діаметра і товщини маточини вибираємо шпонку з параметрами шпону 10х6х36 ГОСТ 23860-78.
3.3.1 Напрям сили сорому:
де ℓ - довжина шпонки, ℓ = 36 мм
n - висота шпонки, n = 10 мм
b - глибина шпонки паза, b = 5 мм
t - ширина шпонки
3.3.2 Допустимі напруги
Умова міцності виконано.
3.4 Розрахунок колеса насоса на міцність
Розрахунок міцності включає в себе розрахунок на міцність маточини, а також розрахунок на міцність лопатки робочого колеса.
3.4.1 Розрахунок на міцність маточини колеса.
3.4.1.1 Зусилля в контакті з передавальною шпонкою визначається за формулою:
Z - число шпонок, Z = 1
b - ширина шпонки, b = 6 мм
3.4.1.2 Площа поверхні робочого контакту визначається за формулою:
F Cm = L · b 1, мм 2
де L - довжина шпонки, L = 28 мм
F Cm = 28 · 6 = 168 мм 2
3.4.1.3 Напруга стиснення в маточині колеса визначається за формулою:
3.4.1.4 Запас міцності для маточини колеса визначається за формулою:
де σ τ - межа текучості матеріалу.
Для сталі Ст45 σ τ = 290 мПа
3.5 Розрахунок лопатки робочого колеса на міцність
3.5.1 Напруга в лопаті від розрахункового перепаду тиску напору визначається за формулою,
де
b - ширина лопатки, b = 12 мм
δ - товщина лопатки, δ = 3,5 мм
Напруга лопаті розраховується за трьома точками: на вході, середньому діаметрі, виході:
Напруга в лопаті від розрахункового перепаду тисків напору у всіх трьох точках однаково.
3.5.2 Навантаження, що діє на лопать від відцентрових сил на довільному радіусі.
де
W - відносна швидкість с -1, (W = 300,39 з -1)
R - радіус заокруглення лопатки на вході, посередині, на виході.
На вході: G = 250 · 3,5 · 300,39 2 = 197 мПа
По середині: G = 250 · 3,5 · 1,8 · 300,39 2 = 214 мПа
На виході: G = 250 · 3,5 · 2,9 · 300,39 2 = 228 мПа
3.5.3 Напруга вигину лопати на довільному радіусі:
На вході:
По середині:
На виході:
3.5.4 Сумарні напруги в лопаті
На вході:
По середині:
На виході:
3.5.5 Коефіцієнт запасу міцності визначається за формулою:
3.6 Розрахунок міцності корпусу насоса
Вважаємо оболонку насоса міцною, тому що
де δ = 0,014 м - Товщина оболонки
R = 0,123 м - Радіус кривизни оболонки.
Напруга в таких випадках можна визначити з елементарної бесмоментной теорії оболонки, у якій переміщається, приймається до уваги лише розтягуюче і зміщує напруга вигину і зрізу.
3.6.1 розтягують напругу в елементах в рамках безмоментна теорії оболонок обертання.
3.6.1.1 меридіальному напруга
3.6.1.2 Окружне напруга
3.6.1.3 Еквівалентна напруга b 1 в розрахунковому перерізі
3.6.1.4 Розраховуємо допустимі напруги.
де ε - коефіцієнт, що враховує вплив характерних розмірів (товщину стінки, радіусів в розрахунковому перерізі δ, на величину допустимих напружень, ε = 0,95
3.6.1.5 Визначаємо запас міцності
n - задовольняє умові міцності.
4 Управління та обслуговування відцентрового
насоса НЦВС 40/30
Порядок встановлення та підготовка до пуску
При розміщенні забезпечити доступ при обслуговуванні.
При монтажі не допускати передачі зусиль від трубопроводу на насос.
Перед монтажем виконати вимогу з експлуатації електронасоса.
Встановити насос на фундамент, зняти заглушки з патрубків.
Приєднати напірний, всмоктуючий трубопроводи, оглянувши їх.
Встановити контрольно-вимірювальні прилади.
Заповнити насос рідиною, що перекачується.
Перевірити затягування фланцевих з'єднань.
Перевірити обертання двигуна короткочасним включенням.
Порядок роботи
Закрити всмоктування насоса, відкрити нагнітання.
Включити електродвигун.
Поступово відкрити всмоктування і встановити режим роботи. Допускається проводити запуск електродвигуна при відкритій засувці всмоктуючого нагнітального трубопроводу, якщо опір мережі забезпечує роботу без перевантаження.
Електронасос простий за конструкцією і під час роботи постійного спостереження не потрібно, але періодично треба перевіряти витоку, показання манометрів і нагрівання підшипників електродвигуна.
Нормально допустимий ущільнення сальників має не перевищувати витоку зазначених у формулярі. При збільшенні витоку сальник підтягнути або додати кільце набивання, торцеве ущільнення розібрати, оглянути і при необхідності замінити (якщо протягом 10-15 хвилин витоку не змінилися).
Для зупинки електронасоса вимкніть електродвигун, закрийте засувки на напірних і всмоктувальних патрубках.
При тривалій бездіяльності, мінусових температурах злити з насоса воду.
Усі несправності дивися в паспорті, що додається до насоса.
5. ПРИЗНАЧЕННЯ І ПРИНЦИП ДІЇ баластної системи
Експлуатацію корпусу судна забезпечують так звані трюмні системи: осушувальна і баластних. Баластова система служить для видалення великих мас води з танків. Вона передбачається на всіх судах. Для прийому та видалення водяного баласту з метою зміни опади, диференту, крену судна. Нею обладнуються всі судна. На промислових і транспортних судах баластова система розміщується в междонном просторі, в форпіка і ахтерпік. Кількість забортної води, прийнятої в баластні цистерни, становить 20-30% водотоннажності судна. Баластні насоси з трубопроводами та арматура розташовуються в М.К.О. Баластову систему виконують з централізованого або групового принципом. На промислових судах її часто поєднують з осушувальної.
На рисунку 5.1. показана схема баластної системи риболовецького судна типу БМРТ «Микола Чепик», виконаної з централізованого принципом. Система складається з поршневого насоса - 1; трьох-і двухклапанних коробок 4,5; приймального Кінгстон - 2; фільтра - 6; відливного клапана - 7; баластних трубопроводів - 8. Вся арматура має ручний привід і знаходиться в машинному відділенні - 9. Перемиканням клапанів - 10, 11, 12, 13, 14 і 15 на клапанних коробках можна приймати забортну воду: у цистерни самопливом або за допомогою насоса, відкачувати баласт за борт або перекачувати з танка в танк, що знаходяться по всьому кораблю. Для баластування днищевого танків досить відкрити клапана в танки, які потрібно забаластованих і вода самопливом піде в них, з підвісними танками баластування можна зробити тільки насосами. Прийом баласту починається з днищевого танків, при цьому треба постійно стежити за креном. Розрахунки з приймання виробляє другий помічник капітана, який говорить, скільки, куди брати баласту. Після кожної операції з приймання клапана слід закривати і стежити за рівнем води в танках. Після закінчення приймання проводиться запис в журнал розрахункових операцій, скільки було в танку до прийняття, скільки взяли в М 3 і в які танки. Насоси в цій системі можуть застосовуватися різні, відцентрові, поршневі, пропелерні. Періодично проводити перевірку трубопроводів на підтікання та арматури.
Список використаної літератури
1. Артемов Г.К,, Симонов Р.Р. «Суднові відцентрові насоси: конструкції та розрахунок»: Уч. Пос. Владивосток Дальрибвтуз, 2000 .- 81 с.
2. Блінов І.С. «Довідник технолога механоскладального цеху судноремонтного заводу». - М.: Транспорт, 1979. - 704 с.
3. Будова В. М. «Суднові насоси: Довідник» - Л. Суднобудування, 1988. - 432 с.
4. Воронов ВФ., Арциков А П. «Суднові гідравлічні машини». - Л.: Суднобудування, 1977. - 301 с.
5. Геміров Р.І. «Короткий довідник конструктора» - Л.: Машинобудування, 1983. - 464 с.
6. Гідравлічний розрахунок суднових відцентрових насосів: 4 ч. Пос. Б. Г. Деніна - М.: В10.
7. Ломанін А.А. «Відцентрові і осьові насоси» - Л.: Машинобудування, 1966. - 364 с.
8. Петрина Н.П. «Суднові насоси» - Л.: 1963. - 376 с.
9. Правила класифікації й будівля морських судів. Російський морський Регістр судноплавства. Т.2 - СПб, 1999. - 512 с.
10. Довідник суднового електромеханіка, Т.2. Суднове електрообладнання, 1980. - 624 с.
11. Черкаський В.М. «Насоси, вентилятори, компресори» - М.: 1984. - 416 с.
Форма підвідного каналу до робочого колеса робить істотний вплив на рівномірний розподіл швидкостей на вході в колесо, а так само на ККД і кавитационні якості. При консольному розташуванні робочого колеса найкращим типом підвідного каналу є осьової конічний патрубок (конфузор), який, звужуючись у напрямку до колеса, забезпечує підвищення швидкості потоку на 15-20% рівномірний асиметричний потік на вході в колесо. Розмір вхідного патрубка визначається по перетину всмоктуючого патрубка, який розраховується, виходячи ізвелічіни допускаються гідравлічних опорів. Для насосів підвищеної швидкохідності в патрубку встановлюється втулка обтічної форми, з'єднується з ним плоскими ребрами, що забезпечує відсутність закручування потоку на вході в робоче колесо.
Для насосів, вал яких спирається на підшипники з двох сторін робочого колеса, застосовується спіральний підвід.
2.7 План швидкостей потоку рідин на вході і виході робочого колеса
Характеристика потоку в будь-якій точці визначається величиною і напрямком швидкостей, для чого повинен бути побудований план, або трикутник швидкостей. Абсолютна швидкість частинки рідини в кожній точці колеса при його обертанні складається з переносний окружної швидкості колеса і відносної швидкості по лопаті колеса.
Побудова трикутника швидкостей ведеться на профілі лопатки (рис. 2.5.)
2.8 Визначення осьових сил, вибір пристрою для рівняння осьових сил
2.8.1 Гідравлічна сила, що діє на робоче колесо:
де θ - об'ємна вага, кг / м 3; γ = 1000 кг / м 3
k = r 0 + d 1 м,
де r 0 - радіус входу в колесо
d - товщина обводу колеса на виході, d = 7 -
d =
r BT = (1,12 - 1,5) · 0,071 = 0,0132 - 0,0165
Приймаються
r BT = 0,016
H i Тпот = ρ · H 17 м.вод.ст
H i Тпот = 0,7 · 35,71 =
2.8.2 Сила реакції, що виникає від зміни напрямку руху води в робочому колесі.
де С 0 - швидкість входу, м / с
2.8.3 Додаткова осьова сила виникає при аварійному зносі переднього ущільнювача визначається за формулою Ломакіна А. А.
де r 2 - зовнішній радіус робочого колеса, м
U 2 - окружна швидкість колеса, м / с
r 1 - радіус входу з урахуванням товщини обводу, м
ℓ - довжина щілинного ущільнення, м; ℓ = 10 год
Приймаються ℓ =
2.8.4 Результуюча гідравлічна осьова сила
P = p 1 + p 3 + p 2 (H)
Р = 662,51 + 129,1 - 35,1 = 756,56 Н
2.8.5 Управління робочих коліс одноступеневих насосів найчастіше виконується за допомогою розвантажувальних отворів у задній стінці колеса. Цей спосіб керуючої осьової сили полягає в тому, що площина за задньою стінкою робочого колеса, утворена неврівноваженою його площі і стінкою корпусу насоса, з'єднується з всмоктуючої порожниною колеса або насоса.
2.9 Розрахунок об'ємних втрат
2.9.1 Потенційний напір у робочому колесі
Н піт = ρ · Н i т (дж / кг)
Н піт = 0,7 · 357 = 249,97 дж / кг =
2.9.2 Перепад тиску на кінцях ущільнення робочого колеса визначається за формулою:
R 2 - діаметр виходу з насоса, мм
R 1 = R 0 + d
D - товщина відводу на виході, d =
2.9.3 Величина радіального зазору
B 1 =
Максимально допустимий зазор визначається за формулою:
В = 0,3 + 0,04 · Ду, мм,
де Ду - діаметр ущільнення, Ду = 0,09
В = 0,3 + +0,04 · 0,09 =
2.9.4 Довжина щілини ущільнення
ℓ = (10 - 25), м
Приймаються ℓ = 20
2.9.5 Коефіцієнт сполучення
ℓ = (0,04 - 0,07) =
2.9.6 Коефіцієнт витрати
2.9.7 Витоки в ущільненні робочого колеса
2.9.8 Розрахунок уточненого об'ємного ККД.
2.10 Розрахунок потужності електродвигуна
2.10.1 Повний уточнений ККД
2.10.2 Потужність колеса
2.10.3 Потужність двигуна з урахуванням 10% запасу
2.11 Побудова напірних характеристик
2.11.1 Для побудови напірних характеристик визначаємо коефіцієнт циркуляції
де ψ - коефіцієнт
Z - число лопаток
D 1 - приведений діаметр входу в колесо, м
D 2 - діаметр колеса, м
2.11.2 Уточнена теоретична передача
2.11.3 Теоретичний натиск відомий
Н т =
2.11.4 Напірна характеристика насоса з нескінченним числом лопаток є пряма в осях Q і Н.
При Q т ∞ = 0; Н т ∞ =
При Q т ∞ = 0,0116; Н т ∞ = Н т / k = 36,4 / 0,826 =
2.11.5 Напірна теоретична характеристика насоса з точним числом лопаток теж є пряма.
Визначимо коефіцієнти цієї прямої.
При Q т ∞ = 0; Н т ∞ =
При Q т = Q т ∞; Н т = К · Н т ∞ = 36,4 · 0,826 =
2.11.6. Гідравлічні втрати в робочому колесі залежать від величини подачі Q n і визначається за формулою:
де η 2 - гідравлічний ККД
Н т - теоретичний натиск, м.вод.ст.
Q т i-теоретична подача, м 3 / с
Q Тнап - номінальна подача, м 3 / с
2.11.7 Гідравлічні втрати на удар при вході потоку на лопатки робочого колеса визначається за формулою:
де Н - напір, м.вод.ст.
К - коефіцієнт циркуляції
U 2 - окружна швидкість
g - прискорення сили тяжіння, м / с 2
Н ок / Н 1 = 1
де Н ок - напір при закритій кришці.
Значення величини h 2 = f (Q Ti) наведені в таблиці 2.11.
Таблиця 2.11.1. Гідравлічні втрати
| Значення подачі Q Ti · 10 -3 m 3 / с | Гідравлічні втрати робочого колеса h 1 м.вод.ст. | Сумарні втрати на удар при виході h 2 м.вод.ст. | Сумарні гідравлічні втрати h Σ = n 1 = n 2 |
| 0 | 0 | 24 | 24 |
| 1,45 | 0,06 | 15 | 15,114 |
| 2,9 | 0,238 | 8,8 | 9,2 |
| 4,35 | 0,536 | 6,56 | 7,5 |
| 5,8 | 0,952 | 4,24 | 6,075 |
| 7,25 | 1,488 | 2,51 | 5,37 |
| 8,7 | 2,143 | 0,98 | 5,12 |
Вибір марок матеріалів проводиться у Белінову І. С. Довідник технолога механоскладального цеху суднового заводу «Транспорт»,
2.12.1 Приймаються матеріал вала сталь марки 40х30 ГОСТ 5632-72
2.12.2 Приймаються матеріал корпусу та кришки, чавун марки З 4 21х40
2.12.3 Приймаються матеріал робочого колеса марки Бр. ОЦСН 3-7-5-1 ГОСТ 613-65
2.12.4 Патрубки виготовлені з бронзи Бр. ОЗЦ 7С5Н1 придатний до експлуатації 1000-12000 годин.
3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА МІЦНІСТЬ
3.1 Розрахунок на міцність валу насоса
Так як вал насоса знаходиться вертикально, то розрахунок ведеться тільки на розтяг-стиск і кручення.
3.1.1 розрахунок на розтяг - стиск полягає у визначенні поздовжніх сил N; нормальних напружень δ і переміщень δ. Для цього будуємо їх епюри (див. Рис. 3.1.).
3.1.2 Визначення осьової сили
Р ос = Р - Р k, Н
де Р - осьова гідравлічна сила
Р k - вага колеса
Р k = м k · g,
де g - прискорення сили тяжіння, м / с 2
м k - маса колеса, кг
м k = V k · g мк, кг,
де g мк - щільність матеріалу колеса
V k - обсяг матеріалу колеса
3.1.3 На вал так само буде діяти власна сила тяжіння G, яка визначається за формулою:
G = mв · g, Н,
де mв - маса вала, кг
mв = v в · ρ mв, кг,
де v в - обсяг валу
ρ mв - щільність матеріалу вала
v в = (πd 2 / 4) ℓ в,
де d - діаметр вала
3.1.4 Нормальна напруга визначається за формулою
Δ = N / F, МПа,
де N - поздовжня сила
F - площа поперечного перерізу
3.1.5 Визначення переміщень починають від підвального корпусу (зверху)
δ = δ · ℓ / Е, мм (3,8),
де δ - нормальне напруження, Па
ℓ - довжина ділянки вала
Е - модуль Юнга (для сталі Е = 206 · 10 3 Па
3.1.6 Розрахунок на кручення полягає у визначенні крутних моментів М 1 напруг
3.1.7 Визначення крутного моменту визначають за формулою:
де N дв - потужність двигуна
W - кутова швидкість, Радий -1
3.1.8 напруга визначається за формулою:
де М кр - крутний момент
W р визначають за формулою.
3.1.9 Кут повороту визначається за формулою:
Де m k - крутний момент
С - модуль зсуву: (С = 0,4 Е = 82,4 · 10 3 Па)
У р - полярний момент інерції перерізу
3.1.10 Побудова епюр змінних δ і кутів повороту φ необхідно почати зверху.
3.1.11 Вибираємо жорстке перетин, тобто перетин в якому δ і
3.1.12 Розрахунок гранично допустимих напружень в небезпечних перерізах
де
σ τ = 650 мПа
τ t = 0,5 σ τ = 377 мПа
ε - коефіцієнт, що враховує вплив характеристик розмірів валу на його міцність.
3.1.13 - розраховують коефіцієнт запасу статичної міцності в небезпечних перерізах:
- Від дій нормальних напруг:
де σ т і σ τ - гранично допустиме і розрахунково-нормальні напруги, мПа.
- Від дії дотичних напружень:
де τ г і Г τ - гранично допустиме і розрахунково-дотичне напруження, мПа.
- Від їх сумісної дії:
3.1.14 Перевіряють умови статичної міцності. Коефіцієнти запасу статичної міцності (nσ, nτ, n) повинні бути не менше допустимого значення n р, яке вибирають в залежності від пластичності стали матеріалу.
Див Ломенік А. А. «Відцентрові і осьові насоси». Машинобудування, М-Л, 1966, стор 32.
3.2 Приклад розрахунку на міцність валу насоса типу НЦВ 40130
3.2.1 Визначаємо масу колеса за формулою 3.3.
3.2.2 Визначаємо вагу колеса за формулою 3.2.
3.2.3 Визначаємо осьові сили за формулою 3.1.
3.2.4 Будуємо Епюри поздовжніх сил N з допомогою формул 3.4, 3.5, 3.6.
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0; N = 0
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0; N = 0,25 + Р ос = 0,25 + 731,57 = 731,82 Н
х = ℓ 2 =
Перетин III-III 0 ≤ х ≤ ℓ 3
Х = 0; N = 731,86 Н
х = ℓ 2 =
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0; N = 733,16 Н
х = ℓ 2 =
3.2.5 Будуємо епюри нормальних напружень за допомогою формули.
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0; δ = 0
х = ℓ 1 =
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0;
Перетин III-III
Х = 0;
х = ℓ 3
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0;
х = ℓ 4 = 0,094
3.2.6 Будуємо Епюри переміщень за допомогою формули 3.8.
Перетин IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ 4
Х = 0: δ IV - IV = 0,91 · 10 6 · 0,09 / 206 · 10 9 = 0,53 · 10 -
Перетин III-III 0 ≤ х ≤ ℓ 3
Х = 0: δ III - III = 0
х = ℓ 3 = 0,054 δ III - III = 1,93 · 10 6 · 0,054 / 206 · 10 9 = 0,41 · 10 -
Перетин II-II 0 ≤ х ≤ ℓ 2
Х = 0: δ II - II = 0
х = ℓ 2 = 0,002 δ II - II = 6,47 · 10 6 · 0,002 / 206 · 10 9 = 0,16 · 10 -
Перетин II 0 ≤ х ≤ ℓ 1
Х = 0: δ I - I = 0
х = ℓ 1 = 0,022 δ I - I = 244 · 0,022 / 206 · 10 9 = 0,1 · 10 -
3.2.7 Абсолютна подовження складається з відносних за формулою:
δ 4 = δ IV - IV = 0,53 · 10 -
δ 3 = δ IV - IV + δ III - III = 0,53 · 10 -6 + 0,41 · 10 -6 = 0,94 · 10 -
δ 2 = δ IIII - III + δ II - II = 0,94 · 10 -6 + 0,16 · 10 -6 = 1,1 · 10 -
δ 1 = δ III-II + δ II = 1,1 · 10 -6 + 0,0001 · 10 -6 = 1,1001 · 10 -
3.2.8 Будуємо Епюри крутних моментів м за допомогою формул 3.9 і 3.10.
Перетин II-II і II виключаються, тому що момент заломлення в перетині III-III.
Перетин III-III:
Перетин IV-IV:
3.2.9 Будуємо Епюри кутів повороту φ за допомогою формул 3.11 і 3.12.
Перетин III-III: φ III - III = 19,12 · 0,044 /
Перетин IV-IV: φ IV - IV = 19,12 · 0,09 /
3.2.10 Аналогічно абсолютного видаленню
3.2.11 Небезпечними перерізами є III-III і II-II, тому що δ II = 6,4 мПа δ III = 1,93 мПа τ III = 9,15 мПа
3.2.12 Визначаємо гранично допустимі напруги за формулою:
3.2.13 Коефіцієнт статичної запасу міцності в небезпечних перерізах:
- Від дії нормальних сил за формулою:
- Від дії дотичних сил за формулою:
- Від їх сумісної дії за формулою:
3.2.14 Перевірка умов статичної міцності визначають відношенням
Для інших матеріалів:
Коефіцієнт запасу статичної міцності (η δ; η τ; η) не менше допустимого η τ, отже вал задовольняє умовам статичної міцності.
3.3 Перевірка міцності шпоночно з'єднання
У залежності від діаметра і товщини маточини вибираємо шпонку з параметрами шпону 10х6х36 ГОСТ 23860-78.
3.3.1 Напрям сили сорому:
де ℓ - довжина шпонки, ℓ =
n - висота шпонки, n =
b - глибина шпонки паза, b =
t - ширина шпонки
3.3.2 Допустимі напруги
Умова міцності виконано.
3.4 Розрахунок колеса насоса на міцність
Розрахунок міцності включає в себе розрахунок на міцність маточини, а також розрахунок на міцність лопатки робочого колеса.
3.4.1 Розрахунок на міцність маточини колеса.
3.4.1.1 Зусилля в контакті з передавальною шпонкою визначається за формулою:
Z - число шпонок, Z = 1
b - ширина шпонки, b =
3.4.1.2 Площа поверхні робочого контакту визначається за формулою:
F Cm = L · b 1, мм 2
де L - довжина шпонки, L =
F Cm = 28 · 6 = 168 мм 2
3.4.1.3 Напруга стиснення в маточині колеса визначається за формулою:
3.4.1.4 Запас міцності для маточини колеса визначається за формулою:
де σ τ - межа текучості матеріалу.
Для сталі Ст45 σ τ = 290 мПа
3.5 Розрахунок лопатки робочого колеса на міцність
3.5.1 Напруга в лопаті від розрахункового перепаду тиску напору визначається за формулою,
де
b - ширина лопатки, b =
δ - товщина лопатки, δ =
Напруга лопаті розраховується за трьома точками: на вході, середньому діаметрі, виході:
Напруга в лопаті від розрахункового перепаду тисків напору у всіх трьох точках однаково.
3.5.2 Навантаження, що діє на лопать від відцентрових сил на довільному радіусі.
де
W - відносна швидкість с -1, (W = 300,39 з -1)
R - радіус заокруглення лопатки на вході, посередині, на виході.
На вході: G = 250 · 3,5 · 300,39 2 = 197 мПа
По середині: G = 250 · 3,5 · 1,8 · 300,39 2 = 214 мПа
На виході: G = 250 · 3,5 · 2,9 · 300,39 2 = 228 мПа
3.5.3 Напруга вигину лопати на довільному радіусі:
На вході:
По середині:
На виході:
3.5.4 Сумарні напруги в лопаті
На вході:
По середині:
На виході:
3.5.5 Коефіцієнт запасу міцності визначається за формулою:
3.6 Розрахунок міцності корпусу насоса
Вважаємо оболонку насоса міцною, тому що
де δ =
R =
Напруга в таких випадках можна визначити з елементарної бесмоментной теорії оболонки, у якій переміщається, приймається до уваги лише розтягуюче і зміщує напруга вигину і зрізу.
3.6.1 розтягують напругу в елементах в рамках безмоментна теорії оболонок обертання.
3.6.1.1 меридіальному напруга
3.6.1.2 Окружне напруга
3.6.1.3 Еквівалентна напруга b 1 в розрахунковому перерізі
3.6.1.4 Розраховуємо допустимі напруги.
де ε - коефіцієнт, що враховує вплив характерних розмірів (товщину стінки, радіусів в розрахунковому перерізі δ, на величину допустимих напружень, ε = 0,95
3.6.1.5 Визначаємо запас міцності
n - задовольняє умові міцності.
4 Управління та обслуговування відцентрового
насоса НЦВС 40/30
Порядок встановлення та підготовка до пуску
При розміщенні забезпечити доступ при обслуговуванні.
При монтажі не допускати передачі зусиль від трубопроводу на насос.
Перед монтажем виконати вимогу з експлуатації електронасоса.
Встановити насос на фундамент, зняти заглушки з патрубків.
Приєднати напірний, всмоктуючий трубопроводи, оглянувши їх.
Встановити контрольно-вимірювальні прилади.
Заповнити насос рідиною, що перекачується.
Перевірити затягування фланцевих з'єднань.
Перевірити обертання двигуна короткочасним включенням.
Порядок роботи
Закрити всмоктування насоса, відкрити нагнітання.
Включити електродвигун.
Поступово відкрити всмоктування і встановити режим роботи. Допускається проводити запуск електродвигуна при відкритій засувці всмоктуючого нагнітального трубопроводу, якщо опір мережі забезпечує роботу без перевантаження.
Електронасос простий за конструкцією і під час роботи постійного спостереження не потрібно, але періодично треба перевіряти витоку, показання манометрів і нагрівання підшипників електродвигуна.
Нормально допустимий ущільнення сальників має не перевищувати витоку зазначених у формулярі. При збільшенні витоку сальник підтягнути або додати кільце набивання, торцеве ущільнення розібрати, оглянути і при необхідності замінити (якщо протягом 10-15 хвилин витоку не змінилися).
Для зупинки електронасоса вимкніть електродвигун, закрийте засувки на напірних і всмоктувальних патрубках.
При тривалій бездіяльності, мінусових температурах злити з насоса воду.
Усі несправності дивися в паспорті, що додається до насоса.
5. ПРИЗНАЧЕННЯ І ПРИНЦИП ДІЇ баластної системи
Експлуатацію корпусу судна забезпечують так звані трюмні системи: осушувальна і баластних. Баластова система служить для видалення великих мас води з танків. Вона передбачається на всіх судах. Для прийому та видалення водяного баласту з метою зміни опади, диференту, крену судна. Нею обладнуються всі судна. На промислових і транспортних судах баластова система розміщується в междонном просторі, в форпіка і ахтерпік. Кількість забортної води, прийнятої в баластні цистерни, становить 20-30% водотоннажності судна. Баластні насоси з трубопроводами та арматура розташовуються в М.К.О. Баластову систему виконують з централізованого або групового принципом. На промислових судах її часто поєднують з осушувальної.
На рисунку 5.1. показана схема баластної системи риболовецького судна типу БМРТ «Микола Чепик», виконаної з централізованого принципом. Система складається з поршневого насоса - 1; трьох-і двухклапанних коробок 4,5; приймального Кінгстон - 2; фільтра - 6; відливного клапана - 7; баластних трубопроводів - 8. Вся арматура має ручний привід і знаходиться в машинному відділенні - 9. Перемиканням клапанів - 10, 11, 12, 13, 14 і 15 на клапанних коробках можна приймати забортну воду: у цистерни самопливом або за допомогою насоса, відкачувати баласт за борт або перекачувати з танка в танк, що знаходяться по всьому кораблю. Для баластування днищевого танків досить відкрити клапана в танки, які потрібно забаластованих і вода самопливом піде в них, з підвісними танками баластування можна зробити тільки насосами. Прийом баласту починається з днищевого танків, при цьому треба постійно стежити за креном. Розрахунки з приймання виробляє другий помічник капітана, який говорить, скільки, куди брати баласту. Після кожної операції з приймання клапана слід закривати і стежити за рівнем води в танках. Після закінчення приймання проводиться запис в журнал розрахункових операцій, скільки було в танку до прийняття, скільки взяли в М 3 і в які танки. Насоси в цій системі можуть застосовуватися різні, відцентрові, поршневі, пропелерні. Періодично проводити перевірку трубопроводів на підтікання та арматури.
Список використаної літератури
1. Артемов Г.К,, Симонов Р.Р. «Суднові відцентрові насоси: конструкції та розрахунок»: Уч. Пос. Владивосток Дальрибвтуз, 2000 .- 81 с.
2. Блінов І.С. «Довідник технолога механоскладального цеху судноремонтного заводу». - М.: Транспорт, 1979. - 704 с.
3. Будова В. М. «Суднові насоси: Довідник» - Л. Суднобудування, 1988. - 432 с.
4. Воронов ВФ., Арциков А П. «Суднові гідравлічні машини». - Л.: Суднобудування, 1977. - 301 с.
5. Геміров Р.І. «Короткий довідник конструктора» - Л.: Машинобудування, 1983. - 464 с.
6. Гідравлічний розрахунок суднових відцентрових насосів: 4 ч. Пос. Б. Г. Деніна - М.: В10.
7. Ломанін А.А. «Відцентрові і осьові насоси» - Л.: Машинобудування, 1966. - 364 с.
8. Петрина Н.П. «Суднові насоси» - Л.: 1963. - 376 с.
9. Правила класифікації й будівля морських судів. Російський морський Регістр судноплавства. Т.2 - СПб, 1999. - 512 с.
10. Довідник суднового електромеханіка, Т.2. Суднове електрообладнання, 1980. - 624 с.
11. Черкаський В.М. «Насоси, вентилятори, компресори» - М.: 1984. - 416 с.