Конструирование консольного насоса

1. Назначение и область применения насоса

2. Описание и обоснование выбранной конструкции насоса

2.1 Описание конструкции насоса

2.2 Обоснование выбранной конструкции

3. Расчеты гидравлические

3.1 Расчет проточной части насоса

3.2 Расчет гидравлической осевой силы

3.3 Расчет гидравлической радиальной силы

4. Выбор концевого уплотнения вала

5. Расчеты по выбору двигателя

5.1 Выбор двигателя

5.2 Расчет пусковой моментной характеристики

6. Механические расчеты

6.1 Расчет реакций в опорах

6.2 Расчет долговечности подшипников

6.3 Расчет на статическую прочность

6.4 Расчет шпоночного соединения вала с колесом

насос двигатель подшипник шпоночный вал

В последнее время во многих отраслях народного хозяйства для гидротранспорта абразивных и легкоповреждаемых веществ, гидросмесей, содержащих твердые и волокнистые включения, газосодержащих жидкостей используют свободновихревые насосы (СВН), которые имеют простую и удобную в эксплуатации конструкцию, высокую надежность, долговечность работы на гидросмесях и обусловливают экономическую эффективность их применения для транспортирования различных твердых веществ и продуктов.

По конструктивным признакам и по характеру рабочего процесса СВН существенно отличаются от центробежных и имеют следующие особенности:

рабочее колесо (РК) СВН расположено в нише корпуса, имеющего свободную камеру, не пересекаемую вращающимися деталями. Поэтому часть потока жидкости, поступающего в насос, проходит через свободную камеру, не соприкасаясь с лопатками рабочего колеса;

рабочий объем СВН — односвязный. Это означает, что любой замкнутый контур, взятый внутри объема, может быть стянут в точку без пересечения границ объема. Рабочий объем центробежных насосов многосвязный — если взять замкнутый контур в жидком объеме вокруг лопасти, то он не может быть стянут в одну точку без пересечения ее поверхности. В практике использования насосов это означает, что волокна, взвешенные в жидкости при перекачивании загрязненных и волокнистых смесей, могут наматываться на лопасти центробежного насоса, засоряя его;

в СВН нет передних уплотнений, следовательно, отсутствуют проблемы, связанные с ними (износ, засорение, регулировка, промывка и т. д.);

более простая форма проточной части снижает металлоемкость насоса, облегчает его сборку, создает более благоприятные условия для высокой степени унификации;

конструктивное исполнение рабочих органов позволяет с небольшими затратами производить ремонт и изготовление запасных частей на месте эксплуатации.

Кроме этого, СВН обладают рядом положительных свойств: обеспечивают высокую надежность работы при перекачивании газообразных смесей с содержанием газа до 50%, вязких жидкостей, крупных включений с размером 0,8 напорного патрубка, имеют высокую всасывающую способность (высота всасывания 8 м) и мало чувствительны ж кавитации.

Основной недостаток СВН — низкая экономичность, которая в зависимости от конструктивного типа и размеров насоса составляет 35−58%.

Насосы свободновихревого типа широко применяются в коммунальном хозяйстве для перекачивания фекальных жидкостей, грунтовых и сточных вод, канализационного ила; в сельском хозяйстве для гидротранспорта органических удобрений, картофеля, фруктов, рыбы; в пищевой промышленности для перекачивания легкоповреждаемых продуктов, соков, сиропов, суспензий и прочего, а также в целлюлозно-бумажной и химической промышленностях для транспортирования древесной массы, макулатуры, полимеров, вискозного сырья, газообразных жидкостей и других продуктов. СВН перспективно применять в черной металлургии для гидротранспорта шлама, золы, руд, хвостов на горнообогатительных фабриках; в угольной промышленности для гидротранспорта угля и угольного шлама. Эти насосы также можно применять при подаче песка, грунта, гравия и других абразивных веществ.

1. Назначение и область применения насоса

Насос консольный свободно-вихревой СВН 21−10 (подача Q=25 м ³/ч и напор H=10 м) предназначен для перекачивания бытовых и промышленных загрязненных жидкостей, химически не агрессивных масс, а также суспензий, фекальных и сточных вод с водородным показателем pH от 6 до 8.5, температурой 365 К (90 ⁰С) и плотностью до 1100 кг/м ³, с содержанием твердых частиц до 20% по объему, с максимальным размером до 15 мм. В случае перекачивания абразивных взвешенных частиц содержание их по объему не более 1%, размер до 5 мм и микротвердость не более 9000 Мпа.

2. Описание и обоснование выбранной конструкции

2.1 Описание выбранной конструкции

Насос СВН 25−10 — свободновихревой, горизонтальный, консольный с рабочим колесом, расположенным в расточке задней стенки корпуса. Отличительная особенность электронасоса — наличие свободной камеры между колесом и передней стенкой корпуса.

Базовая деталь электронасоса — корпус с входным и напорным патрубками. Входной патрубок направлен горизонтально по оси, напорный — вертикально вверх.

Рабочее колесо выполнено в виде диска с наклонными лопатками. Концевое уплотнение насоса сальникового типа с мягкой набивкой. Смазка подшипников — консистентная.

Привод насоса от синхронного электродвигателя через соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту.

Направление вращения ротора — по часовой стрелке, если смотреть со стороны приводного конца вала.

2.2 Обоснование выбранной конструкции

Данное конструктивное решение обусловлено повышением надежности работы и снижением засоряемости проточной части насоса при перекачивании загрязненных жидкостей с твердыми включениями. Конструкция насоса типа СВН имеет более простую форму проточной части, меньшую металлоемкость, создает благоприятные условия для высокой степени унификации. Конструктивное исполнение рабочих колес позволяет с небольшими затратами производить ремонт и изготовление запасных частей на месте эксплуатации.

3. Расчеты гидравлические

3.1 Расчет проточной части

Расчеты проводим по методике, изложенной в. Основные геометри-ческие размеры проточной части показаны на рис. 3.1.

3.1.1 Исходные данные:

Q = 25 м ³/ч; Н = 10 м; n = 1450 об/мин; = 1100 кг/м ³.

3.1.2 Определяем коэффициент быстроходности насоса:

(3.1)

.

3.1.3 Задаёмся соотношениями основных геометрических размеров рабочего колеса.

;;; Z = 10.

3.1.4 По геометрическим зависимостям определяем к.п.д., относительную ширину свободной камеры В и функции F₁ и F₂.

;; ^-2; .

— к.п.д. указано для насосной части.

3.1.5 Наружный диаметр рабочего колеса определяем по формуле:

(3.2)

где. (3.3)

Здесь: — механический к.п.д. насоса;

;

k — коэффициент; ^-3.

Рисунок 3.1 — Основные геометрические размеры проточной части насоса

Тогда ;

м.

Принимаем наружный диаметр рабочего колеса D₂ = 185 мм.

3.1.6 Абсолютные размеры рабочего колеса:

D₁ = 36 мм; b₂ = 27 мм; =5мм.

3.1.7 Ширина свободной камеры електронасоса:

мм.

3.1.8 Принимаем спиральный отвод.

Основные геометрические параметры отвода.

Диаметр входа:

(3.4)

где V₀ = - скорость на входе в насос;

— коэффициент входной скорости.

;

м/с;

м.

С учетом рекомендации ИСО 2858 принимаем D_вх = 65 мм.

3.2 Расчет гидравлической осевой силы

Определение осевого усилия проводим по методике.

Результирующее осевое усилие, действующее на ротор электронасоса, определяем по формуле:

F = F₁ — F₂ + F₀ — F_m, (3.5)

где F₁, F₂, F₀, F_m — составляющие полной осевой силы (рис. 3.2)

3.2.1 Определяем силу F_m.

(3.6)

где V_вх — скорость в подводящем патрубке насоса;

; (3.7)

м/с.

Тогда Н.

3.2.2 Сила F₁ определяем по формуле:

(3.8)

где r₂ = 0,0925 м — наружный диаметр рабочего колеса; r_В = 0,0275 м — радиус вала под уплотнением; = 1100 кг/м³ — плотность жидкости; - угловая скорость вращения ротора.

(3.9)

с ^-1.

= 0,452 — отношение средней скорости вращения жидкости в пазухе к скорости вращения ротора.

Пьезометрический напор:

(3.10)

При этом окружная скорость:

(3.11)

м/с.

Окружная составляющая абсолютной скорости:

(3.12)

м/с.

м.

Н.

Рисунок 3.2 — Схема действия осевых сил в СВН

3.2.3 Сила F₀ будет равна:

(3.13)

где Р₀ = 2,5 кгс/см² — максимальное давление во всасывающем патрубке.

Тогда 10 ⁵ = 829 Н.

3.2.4 Силу F₁ определяем по формуле:

(3.14)

(3.15)

где К коэффициент, зависящий от геометрических размеров электронасоса.

.

Тогда Н.

Результирующая осевая сила, действующая на ротор электронасоса:

F = F₁ — F₂ + F₀ — F_m, (3.16)

F = 1372 — 936,44 + 829 — 156,84 = 1108 Н.

Для уменьшения осевой силы применяем импеллеры.

Уменьшение осевой силы от действия лопаток импеллера определяем по формуле.

(3.17)

где D_2u — наружный диаметр лопаток импеллера, D_2u = 0,185 м;

d_1u — внутренний диаметр лопаток импеллера, d_1u = 0,08 м;

U_2u — окружная скорость на выходе импеллера;

U_1u — окружная скорость на входе импеллера.

(3.18)

м/с,

(3.19)

м/с.

Н.

Величина осевого усилия, воспринимаемого подшипниками насоса, будет равна:

А = F — Т_Л, (3.20)

А = 1108 — 723,69 = 384,3 Н.

Осевая сила будет направлена на выход рабочего колеса.

3.3 Расчет гидравлической радиальной силы

Расчет гидравлической радиальной силы выполнен по методике, изложенной в работе.

Радиальную силу, действующую на рабочее колесо в спиральном отводе, определяем по формуле:

(3.21)

где К_r — безразмерный коэффициент радиальной силы;

Q, Q_опт — текущее значение подачи;

b_2g — ширина рабочего колеса на выходе, включающая в себя толщину его дисков, м; К_r = 0,18; b_2g = 0,033 м.

Максимальная радиальная сила будет на нулевой подаче Q = 0.

Н.

4. Выбор концевого уплотнения вала

Для разработанной конструкции насоса в качестве концевого уплотнения вала применяем сальниковое уплотнение (рис. 4.1).

Рисунок 4.1 — Схема сальникового уплотнения Для надежной работы насоса необходимо обеспечить подпор на входе в насос. Подпор, измеренный во всасывающем патрубке, должен быть не менее 1 м.

С целью защиты сальникового уплотнения от износа в узел уплотнения подается затворная жидкость под давлением, превышающим давление на выходе из насоса на 0,05 МПа. В качестве затворной жидкости используется технически чистая вода с температурой не выше 40 °C. Расход воды, подаваемой в сальнике, 0,01 м ³/ч.

Согласно толщина кольца набивки:

(4.1)

где d — диаметр вала в месте набивки сальника, мм (d = 55 мм);

мм.

Принимаем S = 10 мм.

Длина сальникового уплотнения равна:

(4.2)

где I — количество колец набивки, шт. (I = 5);

S — толщина кольца набивки, мм.

мм.

В соответствии с ГОСТом 5152−84 выбираем сальниковую набивку с однослойным оплетением марки АГИ 10×10.

5. расчеты по выбору двигателя

5.1 Выбор двигателя

Мощность насоса на номинальном режиме при плотности жидкости кг/м ³:

КВт, (5.1)

КВт,

— расчетный к.п.д. насоса.

Мощность электродвигателя:

(5.2)

где К = 1,1 — 1,3 — коэффициент, учитывающий допустимое предельное отклонение напора, К = 1,1.

КВт.

Для привода насоса выбираем электродвигатель АИРС90L4У2 с параметрами:

Мощность — 2,2 КВт;

Напряжение — 220/380 В;

Частота вращения (синхронная) — 1500 об/мин.

5.2 Расчет пусковой моментной характеристики

Зависимость момента сопротивления ротора насоса от частоты вращения при пуске насоса представляет собой параболу:

(5.3)

где К — коэффициент параболы; n — частота вращения ротора, об/мин.

График зависимости момента сопротивления строится по трем точкам:

— начального момента трогания (n = 0);

— минимального момента сопротивления агрегата (точка С);

— полного разворота электродвигателя (n = 1500 об/мин).

В начальный момент времени при n = 0:

(5.4)

где М_ном — момент электродвигателя:

(5.5)

с ^-1.

КВт — номинальная мощность двигателя.

^-1 = 14,01 .

.

Момент сопротивления агрегата при полном развороте электродвигателя M_max:

(5.6)

где M_max — максимальна мощность насоса.

N_max = N_ДВ = 1,75 КВт;

^-1 = 11,15 .

Минимальному моменту сопротивления соответствует точка «С» с координатами:

и, (5.7)

об/мин;

.

Коэффициент параболы определяется по величине момента при полном развороте двигателя:

(5.8)

где ^-6

Данные расчеты моментной характеристики сводим в табл. 5.1.

Таблица 5.1 — Пусковая моментная характеристика:

Пусковая моментная характеристика насосного агрегата представлена на рис. 5.1.

Рисунок 5.1 — Пусковая моментная характеристика

6. механические расчеты

6.1 Расчет реакций в опорах

Расчетная схема действия сил на ротор насоса представлена на рис. 6.1.

Рисунок 6.1 — Схема нагружения вала

Нагрузку P₁ определяем по формуле:

(6.1)

где G_K — вес рабочего колеса, Н; G_1в — вес вала на участке l₁, Н4; R — радиальная сила, Н; G_K = 245 Н; G_1в = 27 Н; R = 119 Н.

Н.

(6.2)

где G_2в — вес вала на участке l₂, Н; G_2в = 38 Н.

Н.

Нагрузка Р₃:

(6.3)

где G_ПМ — вес полумуфты;

G_3В -вес вала на участке l₃, Н.

G_ПМ = 18,6 Н; G_3В = 12 Н.

Н.

Для определения реакции в подшипниковых опорах составим уравнение моментов сил относительно точек опор.

R_A и R_B — реакции в опорах, А и В.

Размеры вала: l₁ = 0,220 м; l₂ = 0,175 мм; l₃ = 0,0975 м.

(6.4)

(6.5)

Н.

(6.6)

(6.7)

Н.

6.2 Расчет долговечности подшипников

В опорах, А и В установлены одинаковые шарикоподшипники. По диаметру вала d (мм) выбираем подшипник шариковый однорядный радиальный средней серии 311 ГОСТ 8338–75.

Статическая грузоподъемность: С₀ = 41 790 Н.

Динамическая грузоподъемность: С = 54 936 Н.

По условиям работы передний подшипник (опора А) воспринимает осевую и радиальную нагрузки и является более нагруженным. Проверяем его на долговечность.

Расчетная долговечность подшипника [6]:

(6.8)

где С — динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р — эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

. (6.9)

По условиям работы подшипника принимаем: коэффициент безопасности = 1,2; температурный коэффициент К_Т = 1,0; коэффициент вращения V = 1.

Радиальная и осевая силы, действующие на подшипник: F_r = R_A = 836 H; F_a = A = T = 385 H. Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной:

.

Определяем отношение:

.

При этом е = 0,2. Т.к., то коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,56. Коэффициент осевой нагрузки Y: Y = 2,2. Динамическая нагрузка:

Н.

Расчетная долговечность подшипника:

ч.

6.3 Расчет вала на статическую прочность

Расчет проводим по методике.

Для определения напряжений в сечениях вала построим эпюру изгибающих моментов.

Рисунок 6.2 — Эпюра изгибающих моментов

Определим максимальный изгибающий момент в сечении А:

(6.10)

Р₁ = 373 Н; l₁ = 0,220 м.

.

Наибольший крутящий момент на валу:

(6.11)

где N — мощность насоса; N = 1,59 КВт.

.

Момент сопротивления сечения вала в точке А:

(6.12)

где d = 55 мм — диаметр вала под подшипником.

^-6 м³.

Момент сопротивления кручению:

(6.13)

^-6 м³.

Напряжение изгиба:

(6.14)

Па = 4,9 МПа.

Напряжение кручения:

(6.15)

Па = 0,32 МПа.

Эквивалентное напряжение:

(6.16)

МПа.

Материал вала — Сталь 45;

Предел текучести МПа.

Запас прочности по пределу текучести:

(6.17)

.

Условие прочности выполняется.

6.4 Расчет шпоночного соединения вала с колесом

Основные исходные данные для расчета.

Материал вала — Сталь 45.

Предел текучести — МПа.

Материал шпонки — сталь 45.

Предел текучести — МПа.

Материал колеса — 20×13л.

Предел текучести — МПа.

Крутящий момент на валу:

.

Размер шпонки под рабочим колесом, мм: bхhхl = 8×7×24.

При расчете шпоночного соединения вала с колесом определяющим является напряжение смятия:

(6.18)

где l_p — рабочая длина шпонки;

t₁ — глубина паза вала;

h — высота шпонки;

d — диаметр вала; d = 28 мм; l_p = l — b = 24 -8 = 16 мм; t₁ = 4 мм; h = 7 мм.

Па = 15,6 МПа.

Допускаемое напряжение смятия вычисляем для материала (вал), имеющего самый низкий предел текучести.

Допустимое напряжение смятия:

(6.19)

Для материала вала:

МПа.

.

Условие прочности на смятие выполняется.

Свободновихревые насосы: Учеб. пособие/И.А. Ковалев, В. Ф. Герман. — К.: УМК ВО, 1990. — 60 с.

Анализ осевого напора, действующего на ротор насоса свободного течения. Перевод статьи Grychowski I, Gontarczuk Z. из журнала Zcszyty naukowe politechnika staska, 1978, № 532.

Михайлов А.К., Малюшенко В. В. Лопастные насосыМ.: Машиностроение, 1977. — 288с.

Лопастные насосы: Справочник/В. А. Зимницкий, А. В. Каплун, А. Н. Папир, В. А. Умов; Под общ. ред. В. А. Зимницкого и В. А. Умова. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1986. — 334 с.

Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя Т.2 — М.: Машиностроение, 1980.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных вузов. — М.: Высшая школа, 1985.

Биргер И.А., Шор Б. Ф. Расчет на прочность деталей машин. 3 издание. — М.: Машиностроение, 1979.