Проектирование электронасосного агрегата

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Авиационный факультет

Кафедра нефтегазового оборудования и транспортировки

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: Конструирование и расчет турбинных и насосных агрегатов

Тема: «Проектирование электронасосного агрегата«

Выполнил:

студент группы НГД — 081

Дикарев А.Г.

Принял: доц. Григорьев С.В.

Воронеж 2011

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 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

1.9.1 Осевая сила, возникающая от разности давлений по обе стороны лопастного колеса

1.9.2 Разгрузка осевой силы Т1

1.9.3 Осевая сила, возникающая от динамических реакций потока в лопастном колесе

1.9.4 Суммарная осевая сила, действующая на ротор насоса

1.10 Определение радиальных сил, действующих на ротор насоса

1.10.1 Определение веса колеса

1.10.2 Определение радиальной силы спирального отвода

2. Прочностной расчет насоса

2.1 Расчет диаметра вала

2.2 Расчет шпоночного соединения

2.3 Расчет шлицевого соединения

2.4 Прочностной расчет корпуса насоса

2.5 Выбор и расчет муфты

2.6 Прочностной расчет винтов страховочной муфты

2.7 Прочностной расчет корпуса полумуфты

2.8 Выбор и расчет подшипников

Заключение

Список используемой литературы

Приложение

В данной курсовой работе мы проектируем центробежный насос.

Центробежный насос — насос, в котором движение жидкости и необходимый напор создаются за счёт центробежной силы, возникающей при воздействии лопаток рабочего колеса на жидкость.

Центробежные насосы — наиболее распространённые насосы, предназначенные для подачи холодной или горячей воды, вязких или агрессивных жидкостей, сточных вод, смесей воды с грунтом, золой и шлаком, торфом, раздробленным каменным углём. Действие центробежных насосов основано на передаче кинетической энергии от вращающегося рабочего колеса частицам жидкости, которые находятся между его лопастями. Под влиянием возникающей центробежной силы частицы подаваемой среды из рабочего колеса перемещаются в корпус насоса и далее, а на их место под действием давления воздуха поступают новые частицы, обеспечивая непрерывную работу центробежного насоса.

Исходные данные к курсовой работе:

Расход через насос, Q=25 [м³/час];

Напор насоса, H=32 [м];

Число оборотов, n=1450 [об/мин];

Давление избыточное на входе в насос, P_вх =101 300 [Па];

Плотность жидкости, г =998,2 [кг/м³];

Динамическая вязкость жидкости, µ_ж =0.101 [Па· с];

Давление упругости паров, Р_п =2314 [Па] ;

Нормальная толщина лопасти, на входе д₁ =0,005 [м];

на выходе д₂ =0,01 [м].

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/м²]

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 n_s=50…100 (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 n_s=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):

(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 окружную 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 течения 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 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 О = С_г/С_2u = 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 >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]:

.

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

насос ротор вал муфта

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 выбираем щелевое уплотнение.

1.9 Расчет осевой силы, действующей на ротор насоса

1.9.1 Осевая сила, возникающая от разности давлений по обе стороны лопастного колеса

Вычисляется по формуле:

(9.1.1)

где = м — потенциальный напор, м/с, — радиус уплотнений колеса (переднего и заднего).

Осевая сила Т₁ направлена на встречу потоку, поступающему в лопастное колесо.

1.9.2 Разгрузка осевой силы Т₁

Разгрузку осевой силы выполним вторым уплотнением на заднем диске колеса и отверстиями в заднем диске.

На заднем диске колеса выполняется точно такое же уплотнение, как переднее, а также в нем (у втулки) сверлятся отверстия. Благодаря этому давление на задний диск становится приблизительно равным давлению на передний диск. При этом эпюры давления жидкости на задний и на передний диски колеса становятся примерно одинаковыми, что значительно уменьшает осевую силу Т₁.

Для расчетов вала и подшипников принимают: Т₁^{с разгрузкой}? 0,1?Т₁^{без разгрузки}.

Чтобы выполнить условие приблизительного равенства давлений на задний диск и передний диски колеса, надо обеспечить:

где — общая площадь разгрузочных отверстий, — площадь сечения уплотнительной щели,

Имеем

. (9.2.1)

Здесь — число разгрузочных отверстий в диске колеса, обычно равно числу лопаток, между которыми сверлятся отверстия.

Тогда требуемый диаметр разгрузочных отверстий:

.

Принимаем .

С учетом данного способа разгрузки имеем:

.

1.9.3 Осевая сила, возникающая от динамических реакций потока в лопастном колесе

(9.3.1)

где .

Осевая сила направлена по потоку, поступающему в лопастное колесо.

1.9.4 Суммарная осевая сила, действующая на ротор насоса

. (9.4.1)

Суммарная осевая сила, действующая на лопастное колесо насоса, направлена по потоку, поступающему в лопастное колесо.

1.10 Определение радиальных сил, действующих на ротор насоса

1.10.1 Определение веса колеса

Для того чтобы определить вес колеса разобьем его на 6 частей и найдём объём материала:

Определение объема втулки колеса

;

Определение объема втулки заднего уплотнения колеса

;

Определение объема втулки переднего уплотнения колеса

;

Определение объема заднего диска

;

Определение объема переднего диска

Определение объема лопастей колеса

Определение полного объёма материала колеса

. (10.1.1)

Определение веса колеса

(10.1.2)

где — плотность материала колеса (Сталь 20Л).

1.10.2 Определение радиальной силы спирального отвода

Расчет ведется во всем диапазоне работы насоса по формуле А. И. Степанова:

(10.2.1)

где Q_H — 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:

По данным таблицы строим зависимость .

R=R_max при Q=0, тогда .

С учетом вращения колеса в расчет принимаем:

.

Радиальную силу считаем приложенной посередине ширины b₂ лопастного колеса.

2. Прочностной расчет насоса

2.1 Расчет диаметра вала

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

Определяем крутящий момент:

(2.1)

где Nмощность потребляемая насосом, (Вт);

а= 151,77 сек^-1— угловая скорость.

Рассчитаем крутящий момент вала:

.

Вычислим средний диаметр вала:

. (2.2)

где допустимое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали.

Из ГОСТ 19 523–81 выбран двигатель 4А100L4У3 с номинальной мощностью 4кВт и асинхронной частотой вращения 1455 об/мин, диаметр вала равен d_в = 20 мм.

Диаметр вала под подшипником:

.

Принимаем d_п = 25 мм из конструктивных соображений.

Найденный диаметр вала принимается за исходный. Величины остальных диаметральных размеров намечаются по конструктивным соображениям с учетом возможной посадки на вал подшипников, шкивов, зубчатых колес и др. и обеспечения фиксации этих деталей в осевом направлении при помощи заплечиков.

В качестве материала вала рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, например, 45 с обработкой улучшение. Из справочника берутся её механические характеристики: у_в=780МПа, у_т=5640МПа, у_-1=335МПа.

Определение опорных реакций, изгибающих и крутящих моментов: исходными данными для расчета являются радиальные силы: сила веса лопастного колеса G_К=61,53Н, сила действующая со стороны отвода R_max=119,12Н, и осевые силы: сила давления потока жидкости Т=154,92Н.

Определение реакций:

Н (2.3)

Н (2.4)

Построение эпюр изгибающих моментов на плоскости zoy:

; ;м

;

; ;м

;

Построение эпюры крутящих моментов:

М_кр.=26,35 Н? м

Эквивалентный момент:

(2.5)

Проверочный расчет вала заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнении их с допустимым значением:. [s] принято 1,6 с учетом повышенных требований к жесткости валов. При совместном движении напряжений изгиба и кручения коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле:

(2.6)

где коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, у которых _-1? 0,43?_В=335,4МПа и _-1? 0,58?_-1=194,3МПа — пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным циклом нагружения;

=0,77 и =0,77 — коэффициент влияния масштабного фактора, берутся из с в зависимости от диаметра вала и его материала справочника;

K =1,525 и K =1,325- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, которые также берутся из справочника;

_a (2.7)

и _a (2.8)

— амплитуды цикла напряжений;

_m =0 и _m =0,95МПасредние напряжения цикла;

=0,25 и =0,15 — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

Отсюда, и .

Таким образом, =1,98 Следовательно, вал пригоден.

2.2 Расчет шпоночного соединения

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

.

где М_р.к.— момент передаваемый рабочему колесу;

d_в — диаметр вала;

t — глубина паза по валу;

l — длина посадочной части рабочего колеса;

h — высота шпонки.

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: N_д?1.25N, где — мощность потребляемая насосом, 1,25?k_з?1,5. Исходя из этого условия, электродвигатель 4А100L4У3, выбранный ранее удовлетворяет данному условию, так как его мощность 4кВт.

Определим момент передаваемый рабочему колесу:

Находим напряжение шпонки на смятие.

Для этого конструктивно зададимся следующими параметрами:

t =0,0035 м - глубина паза по валу;

l =0,014 м - длина посадочной части рабочего колеса;

h =0,006 м — высота шпонки.

.

Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву ув=750−950 МПа. Сопротивление смятию находится в пределах Ѕ ув, запас прочности на смятие нас удовлетворяет.

Таким образом, выбираем шпонку 6×6×14 ГОСТ 23 360–78.

2.3 Расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединенные выбрано прямобочное средней серии из ГОСТ 1139–80:

Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле

где Т — передаваемый вращаемый момент;

z = 6- число шлицев;

А_см.— расчетная поверхность смятия;

R_ср.— средний радиус шлицевого соединения;

Средний радиус шлицевого соединения определяется как:

где d-диаметр впадин шлицев, D-максимальный диаметр шлицев.

Из конструктивных соображений задаемся следующими параметрами:

D=0,025 м - максимальный диаметр шлицев;

d=0,020 м - диаметр впадин шлицев;

ѓ=0,0003м - фаска на шлицах;

l=0,006 м — длина контактирующей поверхности шлицевого соединения.

Определяем средний радиус шлицевого соединения:

Расчетная поверхность смятия равна:

Определим передаваемый вращаемый момент:

где N_д.=4кВт— мощность двигателя, n =1450 об/секчисло оборотов вала.

Вычислим напряжение шлицев на смятие:

.

Так как, то шлицевое соединение и проверочный расчет на смятие удовлетворяет данному насосу.

2.4 Прочностной расчет корпуса насоса

Корпус насоса будет рассчитываться в следующей последовательности:

а) Выбираем наружный диаметр и внутренний корпуса насоса.

D_вн.=0,333м — внутренний диаметр корпуса насоса;

D_в.=0,34м — внешний диаметр корпуса насоса.

б) Определяем предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности верхнего стыка по формуле:

где К =1,4 — коэффициент запаса плотности стыка;

с — плотность воды;

g — ускорение свободного падения;

H=32м— напор насоса;

r_вн. =0,4 м — внутренний радиус расточки корпуса насоса (м);

Е_н=0,1?10⁶Па - модуль упругости материала корпуса насоса;

F_н=75,44?10^-3м² - площадь поперечного сечения корпуса насоса;

Е_н.а.=1,45?10⁵Па - модуль упругости материала направляющего аппарата;

F_н.а.=6,08?10^-4м² - площадь поперечного сечения направляющего аппарата.

в) Находим общее усилие, действующее вдоль оси корпуса по выражению:

где Т — найденная выше предварительная затяжка пакета ступеней;

G =6965,1 Н -вес насосного агрегата;

H— напор насоса.

г) Вычисляем осевое напряжение в опасных сечениях корпуса по формуле:

где Q — общее усилие, действующее вдоль корпуса насоса;

F_осл.=0,29 м² — площадь ослабленного сечения корпуса по наружному диаметру корпуса.

д) Определяем тангенциальное напряжение в опасных сечения, по выражению:

где S=0,007 м — толщина корпуса в опасном сечении;

M=0,28 — коэффициент Пуассона.

2.5 Выбор и расчет муфты

Для соединения вала редуктора с валом двигателя выбираем муфту упругую, втулочно-пальцевую по ГОСТ 21 424–93.

Из ГОСТа, указанного выше взяты технические характеристики муфты:

Максимальный вращающий момент Тн=63Н^.м;

Максимальная частота вращения n_н=5700 об/мин.

Проверка удельного давления на упругие элементы МУВП проводится по формуле:

;

Где (Н^.м) — расчетный крутящий момент;

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

(мм) — длина втулки;

— число пальцев;

МПа — предел прочности для муфты.

.Отсюда, имеем:; , следовательно, условие выполняется.

Проверка пальцев на изгиб проводится по формуле:

Где мм — длина пальца;

МПа — предел прочности для стали.

Следовательно,, то есть, значит, условие выполняется.

2.6 Прочностной расчет винтов страховочной муфты

Расчет винтов на срез произведем по формуле:

где ф — напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты; [ф] — допускаемое напряжение среза.

Допускаемое напряжение среза определяется по формуле:

где — предел текучести материала винта, для стали 35 из которой изготовлены винты. Вычислим, .

Напряжение среза действующее на винты определяем по формуле:

Где S — сила среза действующая на винты;

d =0,018 м — внутренний диаметр резьбы;

z =2 -количество винтов;

Находим силу среза по выражению:

где m =713,56 кг — масса насосного агрегата; g — ускорение свободного падения. Получаем, S=7000Н.

Определяем напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты по формуле:

.

Прочностной расчет винтов на срез является допустимым, так как выполняется условие: 0,425<0,516МПа.

Коэффициент запаса прочности винтов определяем из выражения:

где [ф] - допускаемое напряжение среза; ф — напряжение среза действующее на винты страховочной муфты. Получим, х=1,214.

Полученный коэффициент запаса прочности является достаточным.

2.7 Прочностной расчет корпуса полумуфты

Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном сечении.

Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:

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

[у] - допустимое сопротивление при растяжении.

Допустимое сопротивление при растяжении определяется из выражения:

где — предел текучести материала для материала сталь 45из которого отлита полумуфта. Найдем, .

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

где S — максимальная нагрузка, действующая на полумуфту;

F_.=0,02 м² - площадь полумуфты в опасном сечении.

Определим, .

Прочность полумуфты в опасном сечении является допустимой, так как выполняется условие: 35< 135МПа.

Коэффициент запаса прочности определяем из выражения:

;

где [у] - допускаемое сопротивление при растяжении; усопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении муфты.

Полученный коэффициент запаса прочности является допустимым.

2.8 Выбор и расчет подшипников

Консольный участок вала, где расположено лопастное колесо и действует сила со стороны отвода, сильно подвержен нагружению в радиальном направлении, к тому же вал насоса подвержен осевому нагружению со стороны лопастного колеса. В связи с этим целесообразно подшипник, расположенный ближе к лопастному колесу, установить плавающим, чтобы он воспринимал только радиальную нагрузку, а подшипник, расположенный дальше от лопастного колеса, закрепить от осевого и радиального перемещений, т. о. он будет воспринимать осевую и радиальную нагрузки.

1. Расчет плавающего подшипника

Плавающий подшипник может смещаться в осевом направлении и воспринимает только радиальную нагрузку R.

Выбираем шарикоподшипник шариковый радиальный однорядный 305, средней серии, по ГОСТ 8338–75. Для него имеем:

внутренний диаметр ;

наружный диаметр ;

ширина ;

динамическая грузоподъёмность ;

статическая грузоподъёмность ;

Требуемый ресурс работы насоса .

Действующие нагрузки: — радиальная, — осевая.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка находится по формуле

По таблицам находим коэффициенты:

— коэффициент безопасности,

— температурный коэффициент,

— коэффициент вращения,

— коэффициент радиальной нагрузки,

Находим ресурс подшипника в часах

где — коэффициент для шарикоподшипников,

— частота вращения внутреннего кольца подшипника.

Для проектируемого насоса ресурс работы должен быть не менее 10 000 ч. В нашем случае подшипник имеет ресурс, т. е. удовлетворяет требуемым условиям долговечности.

2. Расчет фиксированного подшипника

Фиксированный подшипник закреплен от осевого перемещения на валу и в корпусе и воспринимает радиальную R и осевую А нагрузки.

Выбираем шарикоподшипник шариковый радиальный однорядный 305, средней серии, по ГОСТ 8338–75. Для него имеем:

внутренний диаметр ;

наружный диаметр ;

ширина ;

динамическая грузоподъёмность ;

статическая грузоподъёмность ;

Требуемый ресурс работы насоса .

Действующие нагрузки:

— радиальная,

— осевая.

— коэффициент радиальной нагрузки,

— коэффициент осевой нагрузки,

— коэффициент безопасности,

— температурный коэффициент,

— коэффициент вращения.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка находится по формуле

Находим ресурс подшипника в часах

где — коэффициент для шарикоподшипников,

— частота вращения внутреннего кольца подшипника.

Для проектируемого насоса ресурс работы должен быть не менее 30 000 ч. В нашем случае подшипник имеет ресурс, т. е. удовлетворяет требуемым условиям долговечности.

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 и проточной части.

По правилам машиностроительного черчения в данном курсовом проекте представлены чертежи электронасосного агрегата.

В приложении представлены схема установки центробежного насоса, габаритные и присоединительные размеры консольных насосов типа К, а также ГОСТы, из которых осуществлялся выбор шпоночных и шлицевых соединений, муфты и подшипников.

Список используемой литературы

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

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

3. Методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Основы проектирования и конструирования машин», Воронежский государственный технический университет. 2002.

4. Чернавский С. А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С. А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцов и др. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1984. — 560 с., ил.

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

6. Ерохин М. Н., Карп А. В., Соболев Е. И. и др. Детали машин и основы конструирования/ Под ред. М. Н. Ерохина. — М.: КолосС, 2005. — 462 с., ил.

Приложение

1. Габаритные и присоединительные размеры консольных насосов типа К

2. Призматические шпонки

3. Шлицевое соединение

4. Муфта упругая втулочно-пальцевая

5. Подшипники шариковые радиальные однорядные

Таблица — Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338−75)