Проектирование центробежного насоса

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Авиационный факультет

Кафедра нефтегазового оборудования и транспортировки

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: Конструирование и расчет турбокомпрессорных агрегатов

Тема: Проектирование центробежного насоса Вариант № 6

Выполнил: студент группы НГД — 061

Горбунов С.В.

Принял: доц. Григорьев С.В.

ВОРОНЕЖ 2009

1. Гидравлический расчет

1.1 Расчет параметров на входе в колесо

1.2 Расчет параметров на выходе из колеса

1.3 Расчет приближенного профиля лопаток

1.4 Расчет утечек и объемного КПД

1.5 Расчет гидравлического КПД лопастного колеса

1.5.1 Потери на трение в межлопаточных каналах

1.5.2 Потери на вихреобразование

1.5.3 Потери на диффузорность

1.5.4 Суммарные потери напора в лопастном колесе

1.6 Расчет теоретического напора насоса

1.7 Расчет спирального отвода

1.7.1 Расчет отвода

1.7.2 Потери в спиральном отводе

1.7.3 Потери в коническом диффузоре

1.8 Расчет спирального отвода

1.9 Расчет осевой силы, действующей на ротор насоса

1.10 Расчет радиальной силы, действующей на рабочее колесо

2. Прочностной расчет насоса

2.1 Расчет диаметра вала

2.2 Расчет шпоночного соединения

2.3 Выбор и расчет муфты

2.4 Прочностной расчет корпуса полумуфты

2.5 Выбор и расчет подшипников

Заключение

Список используемой литературы

Задание на курсовую работу:

Проектирование центробежного насоса

Вариант № 06

Исходные данные:

Расход через насос Q=50м3/час;

Напор насоса Н=12,5 м;

Число оборотов 1450об/мин;

Давление избыточное на входе РВХ=1.013*105Па;

Плотность жидкости ?=1000;

Динамическая вязкость жидкости? ж=1.01*10−3;

Давление упругости паров Рп=2.314*103Па;

Нормальная толщина лопасти:

— на входе ?1=0.005;

— на выходе ?2=0.01.

Образец сборочного чертежа.

Введение

Насосы и насосное оборудование.

В жизни и в своём развитии человек всегда испытывал необходимость в перемещении (транспортировании) различных веществ, гидросмесей, а так же сыпучих, вязких и других материалов.

Устройство для напорного перемещения материалов (всасывания и нагнетания), главным образом, жидкостей, с сообщением им внешней энергии назвали насосом. Изобретение насоса относится к глубокой древности. История развития насосостроения, как и все развитие техники, связана с потребностями человеческого общества на каждом этапе его развития, и к ней причастны многие умы человечества.

В соответствии с ГОСТ 17 389–72 классификация всех насосов разделена на виды и разновидности по различным признакам, например, по принципу действия конструкции.

Условно насосы можно разделить на две группы:

1) насосы-машины, приводимые в действие от двигателей;

2) насосы-аппараты, действующие за счет других источников энергии и не имеющие движущихся рабочих органов.

Насосы-машины бывают:

— лопастные (центробежные, осевые, вихревые);

— объемные (поршневые, роторные, шестеренные, винтовые, пересталтические и др.).

Насосы — аппараты бывают:

— струйные;

— газлифты (в том числе эрлифты);

Кроме этого известны устройства и другого назначения:

— вакуумные насосы;

— тепловые насосы.

Лопастные насосы являются основным типом насосов (не менее 75% промышленных насосов) по производительности, универсальности и распространенности.

Центробежные насосы Центробежные насосы составляют основной класс насосов. Перекачивание жидкости или создание давления производится вращением одного или нескольких рабочих колёс. В результате воздействия рабочего колеса жидкость выходит из него с более высоким давлением, и большей скоростью, чем при входе. При этом происходит поворот потока жидкости на 90? от осевого направления к радиальному. Выходная скорость преобразуется в корпусе центробежного насоса в давление перед выходом жидкости из насоса.

Рис. 1 Центробежный насос На рис. 1 показана схема типичного центробежного насоса. Жидкость поступает к центральной части рабочего колеса (крыльчатке). Крыльчатка установлена на валу в корпусе и приводится во вращение электрическим или другим двигателем. Энергия вращения передается крыльчаткой жидкости; жидкость перемещается на периферию крыльчатки, собирается в кольцевом коллекторе (улитке) и удаляется через выходной патрубок. Патрубок имеет расширяющуюся форму; скорость потока в нем падает, и часть кинетической энергии жидкости, приобретенной в рабочем колесе насоса, преобразуется в потенциальную энергию давления. Увеличение давления на выходе из насоса может быть достигнуто увеличением либо частоты вращения, либо диаметра крыльчатки.

Вход жидкости в колесо организован в центре. Далее жидкость захватывается лопатками (для уменьшения утечек и повышения прочности лопатки с боков закрыты дисками), отбрасывается к периферии и далее попадает в улитку (корпус насоса).

В данной конструкции насоса хорошо видно увеличивающееся сечение для прохода жидкости между рабочим колесом и корпусом. Далее проходное сечение резко уменьшается (отсечка потока) и в корпусе организуется канал или отверстие для отвода жидкости.

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

Рис. 2 Схема центробежного самовсасывающего насоса НЦС-1:

1-донный клапан; 2-всасывающий патрубок; 3-центробежный насос; 4-подающий патрубок; 5-электродвигатель; 6-рама.

Выбор насосного оборудования Насос является основным элементом большинства технологических процессов. Номенклатура насосов превышает 2000 типоразмеров, а около 20% всей электроэнергии, потребляемой предприятиями, расходуется на привод насосов. В связи с этим выбор насосного агрегата является серьезной инженерной задачей.

Для того, чтобы определиться в выборе насосного агрегата, в каждом конкретном случае необходима следующая информация:

— Для каких целей будет использоваться насос?

— Какой объем жидкости необходимо транспортировать (расход) при помощи насоса с каким давлением (напором)?

— Необходимая информация о рабочей (перекачиваемой) среде, а именно: вязкость, химическая активность, наличие твёрдых веществ и их величина, температурные показатели рабочей среды, ее взрыво-пожаробезопасность, токсичность.

— Условия эксплуатации (на открытом воздухе, в помещении, влажность и взрыво-пожароопасность помещения, где будет эксплуатироваться насос).

Определяющими техническими параметрами насоса являются подача и напор (давление).

Подача — это объём жидкости, передаваемой в единицу времени, выраженный в м3/час или л/сек.

Напор — это разность удельных энергий жидкости в сечениях после и до насоса, выраженная в метрах водного столба.

Кроме этого, важнейшими параметрами насоса являются потребляемая мощность N и КПД ?.

Выбор насоса начинается с подбора требуемого напора и подачи. Основные потребительские свойства насоса отражает его напорная характеристика — зависимость напора (давления) насоса от подачи (расхода), а так же характеристика КПД — зависимость КПД насосного агрегата от расхода. Напорная характеристика имеет рабочую точку номинального режима, в которой КПД агрегата имеет максимальное значение.

Номинальная подача (расход) и напор (давление), определяющие эту точку, указываются в обозначении марки насоса и являются наиболее благоприятными при эксплуатации насоса.

На практике при выборе насоса учитывать разброс параметров по подаче и напору, а так же возможность нахождения оптимального режима работы в пределах рабочей области его характеристики. Работа электронасоса вне рабочей области ведёт к снижению КПД и увеличению энергозатрат.

Важным гидравлическим параметром насоса является допускаемая вакуумметрическая высота всасывания НВД, характеризующая нормальные условия подачи жидкости к рабочему колесу, при которых обеспечивается работа насоса без изменения основных технических показателей. Эта величина выражается в метрах водного столба.

Благоприятные условия подхода перекачиваемой жидкости к рабочему органу насоса обеспечиваются в том случае, если вакуумметрическая высота всасывания достаточна для преодоления жидкостью расстояния между свободной поверхностью резервуара (водоёма) и осью рабочего органа.

Всасывающие свойства конкретного насоса зависят от давления окружающей среды, давления на входе в насос скорости жидкой среды на входе, её плотности и вязкости, а так же от давления паров жидкости.

Даваемые в каталогах параметры НВД приводятся для воды при температуре 20? и атмосферном давлении, равном 10 м водяного столба.

Большая часть неприятностей при эксплуатации насоса связана с плохими условиями на всасывании и возникновением кавитации.

При превышении допускаемой высоты всасывания НВД на работающем насосе происходит вскипание перекачиваемой жидкости, образование пузырьков, которые при попадании их в зону повышенного давления вызывают серию местных (локальных) гидравлических ударов, называемых кавитацией.

Как и всякую машину, насосный агрегат характеризует потребляемая мощность определяющая выбор комплектующего двигателя.

Величина необходимой мощности насоса находится в зависимости от величины напора и подачи, плотности и вязкости перекачиваемой среды. С повышением удельного веса и увеличением вязкости возрастает и потребляемая мощность.

Разброс номинальных величин коэффициента полезного действия КПД насосных агрегатов велик (от 20 до 80%). Столь существенный разброс по КПД определяется различным характером взаимодействия рабочего органа с жидкостью.

Снижение потребляемой мощности у центробежных насосов достигается путём регулирования процесса изменения подачи и напора.

Регулирование можно осуществлять тремя методами:

— изменением числа оборотов привода;

— конструктивным методом;

— изменением условий работы системы «насос — сеть».

Изменение числа оборотов привода является универсальным методом изменения характеристики насоса (как для динамических насосов, так и для насосов объемного типа). При этом надо учитывать, что подача находится в прямой зависимости от оборотов, а напор (в центробежных насосах) — в квадратичной зависимости.

Центробежные насосы и вентиляторы имеют переменную механическую

характеристику нагрузки, которая описывается уравнением квадратичной параболы, а значит, потребляемая мощность пропорциональна кубу скорости вращения. Из этого следует, что даже небольшое снижение скорости электропривода может дать значительный выигрыш в мощности.

ИЗМЕНЕНИЕ УСЛОВИЙ РАБОТЫ «НАСОС — СЕТЬ»

Пуск насоса следует производить при заполненных всасывающем трубопроводе и корпусе насоса и закрытой напорной задвижке (вихревые и осевые насосы запускаются при открытой напорной задвижке); запрещается осуществлять пуск насоса при закрытой или не полностью открытой всасывающей задвижке, а также работать более 2,3 минут при закрытой напорной задвижке.

Целью данного курсового проекта является проектирования и оптимизации центробежного насоса с полным проведением гидравлического и прочностного расчетов. Данная задача может быть решена многими способами с учётом конкретных, требуемых условий эксплуатации насосного оборудования с довольно высокой точностью и учётом многих, основополагающих параметров.

Курсовая работа состоит из расчетно-пояснительной записки с иллюстративным графическим материалом, размещенным по разделам проекта, чертежей, схем и других графических материалов.

Основным документом курсовой работы является расчетно-пояснительная записка, в которой приводится информация о выполненных технических и научно-исследовательских разработках, необходимых расчетах и пояснениях.

1. Гидравлический расчет

1.1 Расчет параметров на входе в колесо Определим напор на входе в насос по формуле:

(1.1)

где — избыточное давление на входе в насос, [Па];

— плотность перекачиваемой жидкости, [кг/м.куб.].

.

Найдем падение напора на входе:

(1.2)

гдедавление упругости паров, [Па];

Принимаем кавитационный коэффициент быстроходности C = 1000

Определяем максимальное допустимое число оборотов в минуту, [об/мин]:

(1.3)

где Qрасход через насос, [м3/с].

.

Вычислим коэффициент быстроходности:

(1.4)

где Hнапор насоса.

Объемный КПД предварительно принимаем

Находим расход через колесо, [м3/с]:

(1.5)

Определяем скорость на входе в колесо, [м/с]:

(1.6)

гдекоэффициент из диапазона (0,051…0,035)

Находим приведенный диаметр входа,[м]:

(1.7)

гдекоэффициент из диапазона (3,5…4,5) .

.

Вычислим мощность, потребляемую насосом, [кВт]:

(1.8)

где — КПД насоса принимаем 0,7.

.

Находим крутящий момент, [н· м]

(1.9)

.

Определим диаметр вала из расчета на кручение, [м]:

(1.10)

где — дополнительное напряжение на кручение, [н/м]2

.

Вычислим диаметр втулки, [м]:

(1.11)

.

Находим диаметр входа в колесо, [м]:

(1.12)

.

Определяем диаметр средней точки входа кромки лопасти,[м]:

(1.13)

.

Находим ширину лопасти на входе, [м]:

(1.14)

Определяем площадь входа в рабочее колесо, [м2]:

(1.15)

.

Находим меридианную скорость на входе, [м/с]:

(1.16)

.

Принимаем, что на входе закрутки потока нет

Меридианная скорость после поступления потока в межлопаточный канал, [м/с] будет:

(1.17)

где — коэффициент стеснения на входе принимаем равным .

.

Вычислим окружную скорость, [м/с]:

(1.18)

.

Найдем угол безударного поступления потока на лопасть:

(1.19)

Принимаем угол атаки

Определим угол установки лопасти на входе:

(1.20)

.

1.2 Расчет параметров на выходе из колеса Вычислим гидравлический КПД насоса при ns=50…110 (в пределах 0,7…0,85):

(2.1)

.

Находим теоретический напор, [м]:

(2.2)

.

Определяем окружную скорость на выходе из насоса в первом приближении, [м/с]:

(2.3)

где — коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости при выходе потока выбираем из (0,4…0,7) при ns=70…150 .

Находим диаметр колеса на выходе в первом приближении, [м]:

(2.4)

.

Задаемся меридианной скоростью на выходе из колеса. При необходимости получения на выходе более широкого колеса принимают меньшее значение из (0,5…1,0):

(2.5)

Меридианная скорость на выходе из колеса, [м/с] определится по формуле:

(2.6)

гдекоэффициент стеснения на выходе, принимаем равным .

.

Найдем оптимальный коэффициент диффузорности:

(2.7)

Определим угол установки лопасти на выходе:

(2.8)

.

Вычислим оптимальное число лопастей (берем целую часть):

центробежный насос оборот привод

(2.9)

Найдем опытный коэффициент при по формуле:

(2.10)

.

Определим коэффициент, учитывающий конечное число лопастей:

(2.11)

.

Вычислим теоретический напор, [м] при z=?:

(2.12)

Определим окружная скорость на выходе во втором приближении, [м/с]:

(2.13)

.

Найдем диаметр колеса на выходе во втором приближении, [м]:

(2.14)

.

По найденному значению D2 находим третье приближение:

Определяем коэффициент, учитывающий конечное число лопастей:

.

Теоретический напор, [м] при z=? будет равен:

Найдем окружную скорость на выходе после третьего приближения, [м/с]:

Вычислим диаметр колеса на выходе после третьего приближения, [м]:

Определим окружную составляющую абсолютной скорости, [м/с]:

(2.15)

Уточняем коэффициенты стеснения:

Находим шаг лопастей на входе:

(2.16)

.

Вычислим шаг лопастей на выходе:

(2.17)

.

Найдем коэффициенты стеснения по формулам:

(2.18)

(2.19)

Ширина лопасти на выходе, [м] определится по формуле:

(2.20)

Вычислим относительные скорости на входе и выходе крыльчатки, [м/с]:

(2.21)

(2.22)

.

Определим угол выхода потока из колеса:

(2.23)

.

Найдем окружную составляющую абсолютной скорости сразу после выхода из колеса, [м]:

(2.24)

1.3 Расчет приближенного профиля лопаток Вычислим радиус изгиба лопасти (для лопастей, очерченных дугой окружности):

(3.1)

Определим центральный угол дуги лопатки:

(3.2)

.

Найдем длину лопасти, [м]:

(3.3)

.

Толщина лопасти на расстоянии 45 мм от входной кромки, [м], определится по формуле:

(3.4)

.

1.4 Расчет утечек и объемного КПД Для расчета необходимо задаться следующими параметрами:

Радиус расположения уплотнения, [м]

Радиальный зазор в уплотнении, [м]

Длина уплотнения, [м]

Определим статический напор колеса (приблизительно):

(4.1)

.

Найдем напор, теряемый в уплотнении, [м]:

(4.2)

.

Вычислим коэффициент расхода для гладкого щелевого уплотнения:

(4.3)

где — коэффициент потерь из интервала (0,04…0,08).

.

Утечка через уплотнение, [м3/с], определится по формуле:

(4.4)

Определим объемный КПД:

(4.5)

.

1.5 Расчет гидравлического КПД лопастного колеса

1.5.1 Потери на трение в межлопаточных каналах Гидравлические диаметры межлопаточного канала на входе и выходе, [м], вычислим по формулам:

(5.1.1)

.

(5.1.2)

.

Найдем средний гидравлический диаметр межлопаточного канала, [м]:

(5.1.3)

Вычислим среднюю относительную скорость в межлопаточном канале, [м/с]:

(5.1.4)

Определим среднюю расходную скорость, [м/с]:

(5.1.5)

Коэффициент сопротивления при течении в неподвижных каналах, найдем по формуле:

(5.1.6)

где — коэффициент шероховатости в [м] (для поверхности после литья 0,05…0,1 мм).

.

Вычислим кинематическую вязкость жидкости, [м2/с]:

(5.1.7)

Найдем число Рейнольдса по расходной скорости:

(5.1.8)

.

Определим число Рейнольдса по окружной скорости:

(5.1.9)

Коэффициент, определим по формуле:

(5.1.10)

.

Найдем коэффициент сопротивления при течении жидкости по межлопастному каналу:

(5.1.11)

.

Вычислим потери на трение в межлопастных каналах, [м]:

(5.1.12)

.

1.5.2 Потери на вихреобразование Потери на вихреобразование, [м]

(5.2.1)

где — коэффициент потерь на вихреобразование принимаем равным 0,35.

1.5.3 Потери на диффузорность Потери на диффузорность, [м]

(5.3.1)

где — Коэффициент потерь на диффузорность принимаем, равным 0,45.

.

1.5.4 Суммарные потери напора в лопастном колесе

(5.4.1)

1.6 Расчет теоретического напора насоса Определим статический напор крыльчатки, [м]:

(6.1)

Найдем динамический напор крыльчатки, [м]:

(6.2)

Вычислим полный напор, [м]:

(6.3)

1.7 Расчет спирального отвода

1.7.1 Расчет отвода Определим ширину отвода, [м]:

(7.1.1)

.

Найдем радиус расположения языка отвода, [м]:

(7.1.2)

.

Радиальный зазор между колесом и языком отвода, [м], определяем по формуле:

(7.1.3)

.

Угол атаки языка отвода принимаем:

Определяем угол языка отвода:

(7.1.4)

.

Принимаем отношение скоростей? = Сг/С2u = 0,65 откуда скорость потока в горле, [м/с]:

(7.1.5)

Найдем площадь горла, [м2]:

(7.1.6)

Вычислим эквивалентный диаметр горла, [м]:

(7.1.7)

.

Определяем высоту горла для прямоугольного сечения сборника, [м]:

(7.1.8)

.

Предварительно принимаем скорость потока на выходе из насоса, [м/с]:

(7.1.9)

Найдем площадь выходного сечения диффузора (напорного патрубка), [м2]:

(7.1.10)

Диаметр выходного сечения диффузора (напорного патрубка), [м], рассчитаем по формуле:

(7.1.11)

.

Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного ряда диаметров фланцев .

Уточняем и по формулам:

(7.1.12)

.

(7.1.13)

Длина конического диффузора должна удовлетворять условию:

Предварительно принимаем:

(7.1.14)

Находим эквивалентный угол кон. диффузора (опт. значение в пределах 6…10):

(7.1.15)

1.7.2 Потери в спиральном отводе Уравнение логарифмической спирали в полярных координатах (по 7 точкам, i=1…7):

(7.2.1)

(7.2.2)

Площадь поперечного сечения и смачиваемый периметр спирального сборника, [м2], [м]:

(7.2.3)

(7.2.4)

Определим эти параметры для семи точек, сведем данные в таблицу 1:

Вычислим диаметр трубы того же гидравлического радиуса для любого сечения спирали, [м]:

(7.2.5)

Определяем средний гидравлический диаметр спирали, [м]:

(7.2.6)

Средняя скорость движения в спиральном сборнике, [м/с], рассчитается по формуле:

(7.2.7)

За длину эквивалентного трубопровода принимаем половину длины спирали.

Находим длину спирали, [м]:

(7.2.8)

Определим число Рейнольдса по средней скоростью в спиральном диффузоре:

(7.2.9)

Вычислим эквивалентную шероховатость [с], т. е. такую равномерную шероховатость, которая дает при подсчете одинаковую с заданной шероховатостью величину :

(7.2.10)

Гидравлический коэффициент трения (коэффициент Дарси) для трех областей гидравлических сопротивлений, если 10<<500 (переходная область) будет рассчитан по формуле:

(7.2.11)

Найдем потери на трение о стенки в спиральном сборнике, [м]:

(7.2.12)

Определяем потери энергии, связанные с внезапным изменением скорости — ударные потери, [м]:

(7.2.13)

где — радиус на выходе из спирального сборника;

— выбирается из (0.3…0.5).

1.7.3 Потери в коническом диффузоре Коэффициент, учитывающий неравномерность скоростей на входе в конический диффузор, выбирается равным (1.5 — 2): .

Находим средний диаметр конического диффузора, [м]:

(7.3.1)

Вычислим число Рейнольдса по скорости на выходе из спирального диффузора:

(7.3.2)

Эквивалентная шероховатость [с], т. е. такая равномерная шероховатость, которая дает при подсчете одинаковую с заданной шероховатостью величину, определится по формуле:

(7.3.3)

Определяем гидравлический коэффициент трения (коэффициент Дарси), если 10 500 (область гидравлически шероховатых труб) для трех областей гидравлических сопротивлений:

(7.3.4)

Найдем степень расширения конического диффузора:

(7.3.5)

Вычислим коэффициент потерь в коническом диффузоре:

(7.3.6)

.

Находим потери в коническом диффузоре:

(7.3.7)

.

Суммарные потери напора в спиральном сборнике и коническом диффузоре, [м], будут:

(7.3.8)

Определяем общие гидравлические потери в насосе, [м]:

(7.3.8)

Полный напор с учетом потерь, [м], найдем по формуле:

(7.3.9)

Гидравлический КПД насоса на расчетном режиме, будет:

(7.3.10)

.

Механический КПД принимаем

Определяем полный КПД насоса:

(7.3.11)

.

Вычислим мощность, потребляемую насосом, [кВт]:

(7.3.12)

.

Коэффициент запаса в зависимости от потребляемой насосом мощности в рабочем режиме=1.25, если 20.

В результате мощность потребляемая насосом будет вычислена по формуле:

(7.3.13)

1.8 Расчет спирального отвода Определим окружную скорость на максимальном диаметре входной кромки лопасти, [м/с]:

(8.1)

Найдем коэффициент профильного разрежения при обтекании лопаток на входе:

(8.2)

Вычислим превышение полного напора на входе над минимальным давлением внутри проточной части:

(8.3)

где — коэффициент местного повышения абсолютной скорости выбираем из (0.05…0.15).

Если, то антикавитационные качества насоса удовлетворяют заданным условиям ()

Результаты гидравлического расчета приведем в таблицу:

В качестве уплотнения проточной части используем щелевое уплотнение.

1.9 Расчет осевой силы, действующей на ротор насоса

Расчет выполняется по формуле:

(9)

где: r2 = D2/2 — радиус выходной кромки лопасти;

— радиус переднего уплотнения рабочего колеса;

— удельный вес перекачиваемой жидкости;

— окружная скорость на радиусе r2.

Рассчитываем радиус входной кромки лопасти:

;

Вычислим осевую силу:

1.10 Расчет радиальной силы, действующей на рабочее колесо Расчет ведется во всем диапазоне работы насоса по формуле А. И. Степанова:

(10),

где QH — подача насоса. ();

— ширина лопасти на выходе в (м);

— наружный диаметр рабочего колеса, в (м),

H — напор насоса, в (м);

— удельный вес перекачиваемой жидкости в ();

R — радиальная результирующая сила, в ().

Определим радиальную силу R по формуле (10):

Задаваясь несколькими значениями подачи Q, вычисляем по уравнению соответствующие значения R:

1) При = 0,005 ;

;

2) При = 0,01 ;

;

3) При = 0,015 ;

;

4) При = 0,02 ;

;

5) При = 0,025 ;

;

6)При = 0,03 ;

2. Прочностной расчет насоса

2.1 Расчет диаметра вала Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения.

Определяем крутящий момент:

(2.1.1)

где Nмощность потребляемая насосом, (Вт);

— угловая скорость, (сек).

Найдем угловую скорость:

;

Рассчитаем крутящий момент вала:

.

Вычислим средний диаметр вала:

(2.1.2)

где допустимое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали.

.

Диаметр вала под подшипником принимаем 20 мм:

мм

Принимаем dв = 20 мм из конструктивных соображений.

Находим момент инерции вала:

(2.1.3)

где, — диаметр вала.

.

Радиальная нагрузка находится по формуле:

(2.1.4)

где k — коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров (0,45−0,85);

Е — модуль упругости материала вала, (Па).

J — момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки (кг/м.куб.);

С — расстояние от центра подшипника до середины муфты, (0.09 м);

.

Найдем окружную радиальную силу:

(2.1.5)

где, D — наружный диаметр шлицев (0,022 м);

;

Вычислим максимальный изгибающий момент конце вала:

(2.1.6)

где b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, выбираем из интервала (0.025…0.045), (м).

Определим максимальное напряжение изгиба в опасном сечении:

(2.1.7)

где Wх — осевой момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо ();

Вычислим осевой момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо:

(2.1.8)

где — полярный момент сопротивления вала ().

Вычислим полярный момент из следующей формулы:

(2.1.9)

.

Найдем осевой момент сопротивления вала:

.

Максимальное напряжение изгиба будет:

.

Определяем напряжение кручения:

(2.1.10)

.

Вычислим эквивалентное напряжение:

(2.1.11)

.

Найдем коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

(2.1.12)

Для вала насоса берем сталь с пределом текучести .

Из результатов расчетов видно, что вал из стали диаметром 20 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности, который удовлетворяет условию 12,77 >[1,3].

В качестве уплотнения на валу выбираем сальниковую набивку.

2.2 Расчет шпоночного соединения Шпоночное соединение проверяется на смятие, по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу:

(2.2.1)

где — момент передаваемый рабочему колесу ();

— диаметр вала (м);

t — глубина паза по валу (м);

l — длина посадочной части рабочего колеса (м);

h — высота шпонки (м).

Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД.

Мощность двигателя должна удовлетворять условию:

(2.2.2)

где — мощность потребляемая насосом.

Исходя из этого условия, выбираем электродвигатель, мощность которого 5,5 кВт.

Определим момент передаваемый рабочему колесу:

(2.2.3)

Находим напряжение шпонки на смятие:

Для этого конструктивно зададимся следующими параметрами:

t =0.005 — глубина паза по валу (м);

l =0.02 — длина посадочной части рабочего колеса (м);

h =0.006 — высота шпонки (м).

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 23 360– — 78.

.

2.3 Выбор и расчет муфты Для соединения вала редуктора с валом двигателя выбираем муфту упругую, втулочно-пальцевую по ГОСТ 21 424– — 75.

Технические характеристики муфты.

Максимальный крутящий момент Н. мм Максимальная частота вращения об/мин.

Радиальное смещение осей валов не более 0,2 мм Угловое смещение валов не более 1030/

Проверка удельного давления на упругие элементы МУВП проводится по формуле:

(2.3.1)

где (Н.мм) — расчетный крутящий момент;

(мм)-диаметр окружности, на которой расположены оси пальцев;

(мм) — длина втулки;

— число пальцев;

МПа — предел прочности для муфты.

.

условие выполняется.

Проверка пальцев на изгиб проводится по формуле:

(2.3.2)

где мм — длина пальца.

МПа — предел прочности для стали.

МПа

условие выполняется.

2.4 Прочностной расчет корпуса полумуфты Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном сечении.

Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:

(2.4.1)

где? — сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении полумуфты;

[?] - допустимое сопротивление при растяжении.

Допустимое сопротивление при растяжении определяется из выражения

(2.4.2)

где — предел текучести материала, из которого отлита полумуфта.

Определяем напряжение, получаемое давлением максимальной нагрузки на площадь по формуле:

(2.4.3)

где S — максимальная нагрузка, действующая на полумуфту;

(2.4.4)

где m =70 кг — масса насосного агрегата;

g — ускорение свободного падения.

.

— площадь полумуфты в опасном сечении.

.

Прочность полумуфты в опасном сечении является допустимой, так как выполняется условие: 1,2 < 78.

Коэффициент запаса прочности определяем из выражения

(2.4.5)

где [?] - допускаемое сопротивление при растяжении;

?- сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении муфты.

.

Полученный коэффициент запаса прочности является допустимым.

2.5 Выбор и расчет подшипников

Во многих случаях на подшипник действует комбинированная нагрузка, состоящая из радиальной Fr и осевой Fa составляющих. В этом случае с каталожным значением С0 сравнивается эквивалентная нагрузка. В формуле для ее определения используют коэффициенты, учитывающие перераспределение нагрузки по телам качения. Рассчитанная эквивалентная нагрузка вызывает приблизительно такую же остаточную деформацию, как и совместно действующие на подшипник нагрузки Fr и Fa.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная статическая радиальная нагрузка определяется по формулам:

P0r=X0Fr + Y0Fa;

где Х0 = 0,5.Y0 = 0,47 — коэффициент соответственно радиальной и осевой статической нагрузки (табл. 3.1); 12 — угол контакта.

P0r=0,5*434,6+0,47*1612,7=975,3

Для упорных и упорно — радиальных подшипников эквивалентную статическую осевую нагрузку подсчитывают по формулам:

P0а= Fa + 2,3Fr tg ?=1612,7+2,3*434,6*0,213=1825,6

Из каталога находим подшипники 118, 214, 310, 409 (оптимальны для использования в условиях высоких радиальных нагрузок) выбираем один из них.

Заключение

В данном курсовом проекте спроектирован электронасосный агрегат. Выполнен гидравлический расчет центробежного насоса с определением основных геометрических размеров проточной части. Рассчитаны радиальные и осевые силы, действующие на ротор.

Произведен прочностной расчет насоса, в результате которого определены геометрические размеры вала, шпонок, шлицов, болтового соединения корпусных деталей, подшипников опорной стойки при обеспечении долговечности 10 000 часов непрерывной работы и корпуса.

В процессе выполнения работы по каталогам и справочной информации выбраны такие элементы электронасосного агрегата, как электродвигатель, муфта, передающая крутящий момент от электродвигателя к насосу, уплотнения корпусных деталей, проточной части и опорных стоек.

По правилам машиностроительного черчения в данном курсовом проекте представлен сборочный чертеж электронасосного агрегата.

Список используемой литературы:

1. Васильев Ю. А., Лоскутников Г. Т., Андреев Е. А. «Расчет и проектирование шнекоцентробежного насоса».

2. Касьянов В. М., Кривенков С. В. «Гидромашины и компрессоры».

3. Черкасский В. М. «Насосы, вентиляторы, компрессоры».

4. Овсянников Б. В., Селифонов В. С., Черваков В. В. «МАИ: Расчет и проектирование шнекоцентробежного насоса».

5. Шейнблит А. В. «Курсовое проектирование деталей машин».

6. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы / Т. М. Башта, С. С. Руднев, Б. Б. Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1970

7. Центробежные и осевые насосы / А. А. Ломакин. М.: Машиностроение, 1966

8. Лопастные насосы / А. К. Михайлов, В. В. Малюшенко. М.:Машиностроение, 1977