Разработка центробежного насоса расходом Q=50м3/час

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: Разработка центробежного насоса расходом Q=50м³/час Вариант № 6

Выполнил: студент группы НГД — 061

Горбунов С. В

Принял: доц. Григорьев С. В

ВОРОНЕЖ 2011 г.

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 Р_ВХ=1.013*10⁵Па;

Плотность жидкости ?=1000;

Динамическая вязкость жидкости ?_ж=1.01*10^-3;

Давление упругости паров Р_п=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 Н_ВД, 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 Н_ВД 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 Н_ВД 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 n_s=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 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 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]

центробежный насос гидравлический расчет

(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

(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? = 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 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 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:

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 d_в = 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 F_r и осевой F_a 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 F_r и F_a.

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

P_0r=X₀F_r + Y₀F_a

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

P_0r=0,5*434,6+0,47*1612,7=975,3

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

P_0а= F_a + 2,3F_r 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.

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