123007 (689333), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Для насосов, вал которых опирается на подшипники с двух сторон рабочего колеса, применяется спиральный подвод.

2.7 План скоростей потока жидкостей на входе и выходе рабочего колеса

Характеристика потока в любой точке определяется величиной и направлением скоростей, для чего должен быть построен план, или треугольник скоростей. Абсолютная скорость частицы жидкости в каждой точке колеса при его вращении складывается из переносной окружной скорости колеса и относительной скорости по лопасти колеса.

Построение треугольника скоростей ведется на профиле лопатки (рис. 2.5.)

2.8 Определение осевых сил, выбор устройства для уравнения осевых сил

2.8.1 Гидравлическая сила, действующая на рабочее колесо:

,

где θ – объемный вес, кг/м³; γ = 1000 кг/м³

k = r₀ +d₁ м,

где r₀ – радиус входа в колесо

d – толщина обвода колеса на выходе, d = 7-10 мм

d = 7,5 мм

r_BT = (1,12 – 1,5) · 0,071 = 0,0132 – 0,0165

Принимаем

r_BT = 0,016

H_iТпот = ρ · H₁₇ м.вод.ст

H_iТпот = 0,7 · 35,71 = 25,48 м.вод.ст

Н

2.8.2 Сила реакции, возникающая от изменения направления движения воды в рабочем колесе.

Н,

где С₀ – скорость входа, м/с

Н

2.8.3 Дополнительная осевая сила возникающая при аварийном износе переднего уплотнителя определяется по формуле Ломакина А. А.

(Н),

где r₂ – наружный радиус рабочего колеса, м

U₂ – окружная скорость колеса, м/с

r₁ – радиус входа с учетом толщины обвода, м

ℓ - длина щелевого уплотнения, м; ℓ = 10 ÷ 25 мм.

Принимаем ℓ = 20 мм.

Н

2.8.4 Результирующая гидравлическая осевая сила

P = p₁ + p₃ + p₂ (H)

Р = 662,51 + 129,1 - 35,1 = 756,56 Н

2.8.5 Управление рабочих колес одноступенчатых насосов чаще всего выполняется с помощью разгрузочных отверстий в задней стенке колеса. Этот способ управляющей осевой силы состоит в том, что плоскость за задней стенкой рабочего колеса, образованная неуравновешенной его площади и стенкой корпуса насоса, соединяется с всасывающей полостью колеса или насоса.

2.9 Расчет объемных потерь

2.9.1 Потенциальный напор в рабочем колесе

Н_пот= ρ · Н_iт (дж/кг)

Н_пот= 0,7 · 357 = 249,97 дж/кг = 25,48 м.вод.ст.

2.9.2 Перепад напора на концах уплотнения рабочего колеса определяется по формуле:

(дж/кг)

R₂ – диаметр выхода из насоса, мм

R₁ = R₀ + d

D – толщина отвода на выходе, d = 5,5 мм

дж/кг = 25,34 м.вод.ст.

2.9.3 Величина радиального зазора

B₁ = 0,35 мм

Максимально допустимый зазор определяется по формуле:

В = 0,3 + 0,04 · Ду, мм,

где Ду – диаметр уплотнения, Ду = 0,09

В = 0,3 + +0,04 · 0,09 = 0,3 мм

2.9.4 Длина щели уплотнения

ℓ = (10 – 25), м

Принимаем ℓ = 20

2.9.5 Коэффициент сопряжения

ℓ = (0,04 – 0,07) = 0,05 м

2.9.6 Коэффициент расхода

2.9.7 Утечки в уплотнении рабочего колеса

, м³/ч

м³/ч

2.9.8 Расчет уточненного объемного КПД.

2.10 Расчет мощности электродвигателя

2.10.1 Полный уточненный КПД

2.10.2 Мощность колеса

, Вт

Вт

2.10.3 Мощность двигателя с учетом 10% запаса

, Вт

вт

2.11 Построение напорных характеристик

2.11.1 Для построения напорных характеристик определяем коэффициент циркуляции

,

где ψ – коэффициент

Z – число лопаток

D₁ – приведенный диаметр входа в колесо, м

D₂ – диаметр колеса, м

2.11.2 Уточненная теоретическая передача

, м³/с

м³/с

2.11.3 Теоретический напор известен

Н_т = 36,4 м.вод.ст.

2.11.4 Напорная характеристика насоса с бесконечным числом лопаток есть прямая в осях Q и Н.

При Q_т∞ = 0; Н_т∞ = /g = 24,18²/9,81 = 59,6 м.вод.ст.

При Q_т∞ = 0,0116; Н_т∞ = Н_т/k = 36,4/0,826 = 44,7 м.вод.ст.

2.11.5 Напорная теоретическая характеристика насоса с точным числом лопаток тоже есть прямая.

Определим коэффициенты этой прямой.

При Q_т∞ = 0; Н_т∞ = · k/g = (24,18²/0,826)/9,81 = 48,5 м.вод.ст.

При Q_т = Q_т∞; Н_т = К · Н_т∞ = 36,4 · 0,826 = 30,1 м.вод.ст.

2.11.6. Гидравлические потери в рабочем колесе зависят от величины подачи Q_n и определяется по формуле:

м.вод.ст.,

где η₂ – гидравлический КПД

Н_т – теоретический напор, м.вод.ст.

Q_тi –теоретическая подача, м³/с

Q_Тнап- номинальная подача, м³/с

2.11.7 Гидравлические потери на удар при входе потока на лопатки рабочего колеса определяется по формуле:

м.вод.ст.,

где Н – напор, м.вод.ст.

К – коэффициент циркуляции

U₂ – окружная скорость

g – ускорение силы тяжести, м/с²

Н_ок/Н₁ = 1

м³/с,

где Н_ок – напор при закрытой крышке.

Значение величины h₂ = f(Q_Ti) приведены в таблице 2.11.

Таблица 2.11.1. Гидравлические потери

Значение подачи QTi · 10-3 m3/с	Гидравлические потери рабочего колеса h1 м.вод.ст.	Суммарные потери на удар при выходе h2 м.вод.ст.	Суммарные гидравлические потери hΣ = n1 = n2
0	0	24	24
1,45	0,06	15	15,114
2,9	0,238	8,8	9,2
4,35	0,536	6,56	7,5
5,8	0,952	4,24	6,075
7,25	1,488	2,51	5,37
8,7	2,143	0,98	5,12

2.12 Выбор материалов для основных частей насоса

Выбор марок материалов производится по Белинову И. С. Справочник технолога механосборочного цеха судового завода «Транспорт», 1969 г.

2.12.1 Принимаем материал вала сталь марки 40х30 ГОСТ 5632-72

2.12.2 Принимаем материал корпуса и крышки, чугун марки С₄ 21х40

2.12.3 Принимаем материал рабочего колеса марки Бр. ОЦСН 3-7-5-1 ГОСТ 613-65

2.12.4 Патрубки изготовлены из бронзы Бр. ОЗЦ 7С5Н1 пригоден к эксплуатации 1000-12000 часов.

3. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ

3.1 Расчет на прочность вала насоса

Так как вал насоса находится вертикально, то расчет ведется только на растяжение-сжатие и кручение.

3.1.1 расчет на растяжение – сжатие заключается в определении продольных сил N; нормальных напряжений δ и перемещений δ. Для этого строим их эпюры (СМ. РИС. 3.1.).

3.1.2 Определение осевой силы

Р_ос = Р – Р_k, Н

где Р – осевая гидравлическая сила

Р_k – вес колеса

Р_k = м_k · g,

где g – ускорение силы тяжести, м/с₂

м_k – масса колеса, кг

м_k = V_k · g_мк, кг,

где g_мк – плотность материала колеса

V_k – объем материала колеса

3.1.3 На вал так же будет действовать собственная сила тяжести G, которая определяется по формуле:

G = mв · g, Н,

где mв – масса вала, кг

mв = v_в · ρ_mв, кг,

где v_в – объем вала

ρ_mв – плотность материала вала

v_в = (πd²/₄) ℓ_в,

где d – диаметр вала

3.1.4 Нормальное напряжение определяется по формуле

Δ = N/F, Мпа,

где N – продольная сила

F – площадь поперечного сечения

3.1.5 Определение перемещений начинают от подвального корпуса (сверху)

δ = δ · ℓ/Е, мм (3,8),

где δ – нормальное напряжение, Па

ℓ - длина участка вала

Е – модуль Юнга (для стали Е = 206 · 10³ Па

3.1.6 Расчет на кручение заключается в определении крутящих моментов М₁ напряжений и углов поворота φ, для этого строят их ЭПЮРЫ (см. рис. 3.2).

3.1.7 Определение крутящего момента определяют по формуле:

,

где N_дв – мощность двигателя

W – угловая скорость, Рад^-1

3.1.8 напряжение определяется по формуле:

, мпа,

где М_кр – крутящий момент

W_р определяют по формуле.

3.1.9 Угол поворота определяется по формуле:

,

Где m_k – крутящий момент

С – модуль сдвига: (С= 0,4Е = 82,4 · 10³ Па)

У_р – полярный момент инерции сечения

3.1.10 Построение ЭПЮР переменных δ и углов поворота φ необходимо начать сверху.

3.1.11 Выбираем жесткое сечение, т.е. сечение в котором δ и достигают своих максимальных значений.

3.1.12 Расчет предельно допустимых напряжений в опасных сечениях

мПа (3.13)

мПа, (3.14)

где и - соответствующие пределы тягучести по предельным и касательным напряжениям, мПа

σ_τ = 650 мПа

τ_t = 0,5σ_τ = 377 мПа

ε – коэффициент, учитывающий влияние характеристик размеров вала на его прочность.

3.1.13 – рассчитывают коэффициент запаса статической прочности в опасных сечениях:

- от действий нормальных напряжений:

,

где σ_т и σ_τ – предельно допустимое и расчетно-нормальные напряжения, мПа.

- от действия касательных напряжений:

где τ_г и Г_τ – предельно допустимое и расчетно-касательное напряжения, мПа.

- от их совместного действия:

3.1.14 Проверяют условия статической прочности. Коэффициенты запаса статической прочности (nσ, nτ, n) должны быть не меньше допустимого значения n_г, которое выбирают в зависимости от пластичности стали материала.

См. Ломеник А. А. «Центробежные и осевые насосы». Машиностроение, М-Л, 1966, стр. 32.

3.2 Пример расчета на прочность вала насоса типа НЦВ 40130

3.2.1 Определяем массу колеса по формуле 3.3.

кг

3.2.2 Определяем вес колеса по формуле 3.2.

Н

3.2.3 Определяем осевые силы по формуле 3.1.

Н

3.2.4 Строим ЭПЮРЫ продольных сил N с помощью формул 3.4, 3.5, 3.6.

Сечение I-I 0 ≤ х ≤ ℓ₁

Х = 0; N = 0

H

Сечение II-II 0 ≤ х ≤ ℓ₂

Х = 0; N = 0,25 + Р_ос = 0,25 + 731,57 = 731,82 Н

х = ℓ₂ = 0,005 м; N = 731,82 + g · ρg · π · d₂ · ℓ₂/4 = 9,81 · 7900 · 3,14 · 0,012 · 0,002/4 = 731,86

Сечение III-III 0 ≤ х ≤ ℓ₃

Характеристики

Список файлов курсовой работы