Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

“Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет”

Институт КП МТО

Кафедра МАХП

Курсовая работа

по дисциплине «Насосы и компрессоры»

Проект центробежного насоса

Студент группы

В.Ю. Плешаков

Руководитель проекта

В.К. Фурсов

2015



Содержание

1. Предварительный расчет

2. Расчет размеров рабочего колеса

2.1 Определение геометрических параметров рабочего колеса

2.2 Определение элементов треугольников скоростей

3. Профилирование рабочего колеса

3.1 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса

3.2 Профилирование лопаток рабочего колеса по точкам

4. Отводящие устройства

4.1 Расчет спиральной камеры круглого сечения

4.2 Расчет диффузора спиральной камеры

5. Уравновешивание гидравлической осевой силы

6. Объемные потери в центробежном насосе

6.1 Выбор типа уплотнения

6.2 Определение протечек перекачиваемой жидкости в переднем уплотнении рабочего колеса

7. Напорная характеристика центробежного насоса

7.1 Расчет мощности на валу центробежного насоса

7.2 Построение расчетной напорной характеристики насоса

8. Расчет на прочность элементов центробежного насоса

8.1 Расчет вала

8.2 Расчет вала на выносливость

8.3 Расчет вала на жесткость

8.4 Расчет шпоночного соединения

8.5 Расчет диска колеса

8.6 Расчет корпуса насоса

8.7 Расчет для выбора муфты

8.8 Расчет для выбора подшипников вала рабочего колеса

9. Расчет объемных потерь в уплотнениях насоса

10. Расчет и построение напорно-расходной характеристики насоса

Список использованных источников



1. Предварительный расчет

Определяем коэффициент быстроходности рабочего колеса:

Показатели рабочего колеса исходя из коэффициента быстроходности:

· Тип колеса - нормальное;

· Соотношение размеров колеса D2/D0: 2,0…1,8.

Определяем приведенный диаметр входа в рабочее колесо:

Определим гидравлический КПД на расчетном режиме:

,

Определяем объемный КПД (КПД подачи):

Определяем КПД, учитывающий потери энергии на трение наружной поверхности колеса о жидкость (дисковое трение):



КПД, учитывающий потери энергии на трение в подшипниках и сальниках насоса (внешние механические), примем равным .

Механический КПД рассчитывается по формуле:

Определяем полный КПД:

Определяем мощность потребляемую насосом:

Вт

Определяем максимальную мощность насоса при 10%-ной перегрузке (мощность электродвигателя с учетом 10%-го запаса):

Принимаем трехфазный асинхронный двигатель АИР355S4 по ГОСТ Р 51689 2000 мощностью 250кВт; частотой вращения 1480.



2. Расчет размеров рабочего колеса

2.1 Определение геометрических параметров рабочего колеса

Определяем угловую скорость рабочего колеса:

Крутящий момент на валу насоса:

Диаметр вала насоса:

где - допускаемое напряжение на кручение стальных валов.

По значению выбираем ближайший больший диаметр из стандартных рядов нормальных линейных размеров =75мм.

Размеры шпонки bЧh согласно ГОСТ 23360-78 для диаметра вала 75мм: 20Ч12мм. Глубина t шпоночного паза 7,5мм.

Определяем момент сопротивления при кручении с учетом шпоночного паза:

где: b - ширина шпоночного паза, t - глубина шпоночного паза

Определяем касательное напряжение при кручении

- условие прочности выполняется

Рисунок 2.1 - Меридиональное сечение рабочего колеса

Концевой диаметр втулки рабочего колеса:

Диаметр втулки (ступицы) рабочего колеса:

Расчетная производительность колеса насоса:



Скорость входа потока в колесо:

где: - коэффициент, обычно находящийся в пределах 0,06…0,08.

Диаметр входа потока в колесо:

Полученное значение округляем до ближайшего значения, кратного 5мм; =260 мм.

Уточненная скорость входа:

Радиус средней точки входной кромки лопатки:

Принимаем из стандартных рядов линейных размеров



Меридиональную составляющую абсолютной скорости потока до стеснения сечения лопатками принимаем равной скорости входа :

Ширина входного канала в меридиональном сечении:

Коэффициент стеснения сечения лопатками на входе в колесо принимаем в первом приближении равным .

Меридиональная составляющая абсолютной скорости при поступлении на лопатку с учетом стеснения сечения:

2.2 Определение элементов треугольников скоростей

Первое приближение

Окружная (переносная) скорость при входе в колесо:

Угол безударного входа потока на лопасти при :



Принимая , имеем

Теоретический напор колеса:

Окружная скорость при выходе из колеса в первом приближении:

где: =0,5- коэффициент

Наружный радиус колеса:

Меридиональная составляющая скорости потока при выходе из колеса без учета стеснения сечения (принимая ):

Коэффициент стеснения сечения лопатками на выходе из колеса (в первом приближении) c

Коэффициент отношения относительных скоростей на входе и выходе из рабочего колеса:

.

Угол выхода лопатки:

Оптимальное число лопаток:

Поправочный коэффициент на влияние конечного числа лопаток на напор:

где: -коэффициент зависящий от шероховатости поверхности проточной части рабочего колеса.

Расчетный напор при бесконечно большом числе лопаток колеса:



Меридиональная составляющая скорости потока с учетом стеснения сечения телом лопаток при выходе:

.

Второе приближение

Окружная скорость на выходе из колес:

Наружные радиусы и диаметр колеса:

;

Ширина канала колеса на выходе:

Шаг лопаток на входе t1 и выходе t2 межлопаточного канала:

Толщина лопатки, измеренная по окружности диаметра D1:

по окружности D2:

Нормальная толщина лопатки на входе жидкости в колесо:

на выходе жидкости из колеса:

Проверяем коэффициенты стеснения сечения телом лопаток на входе и выходе из рабочего колеса:

Так как U2 = 37,1 м/с, K1 и K2, вычисленные во втором приближении, совпадают с их значениями в первом приближении с погрешностью менее 5%, то эти величины принимаем за окончательные и рассчитываем относительные скорости на входе и выходе из колеса:



На основе полученных данных строим треугольник скоростей.

Рисунок 2.2 - Треугольник скоростей



3. Профилирование рабочего колеса

3.1 Профилирование меридионального сечения рабочего колеса

Исходным положением профилирования формы канала колеса в меридиональном сечении для получения высоких энергетических и антикавитационных качеств колеса является обеспечение плавности изменения меридиональной составляющей скорости при входе в колесо к ее величине при выходе из него. С этой целью задаются плавным законом изменения скорости вдоль средней линии в зависимости от радиуса R:

, где , ,

где - число разбиений , не менее 8…10

Имея для каждого величину из графика по уравнению неразрывности определяют ширины канала по формуле:

,

где - расчетная производительность колеса насоса, м3/с

Значения , , , , и берем из расчета рабочего колеса центробежного насоса. Используя эти значения строим график характера изменения , и между радиусами и (рисунок 3.1). Зададимся линейным законом меридиональной к относительной скоростей по длине межлопаточного канала. Значение ширины канала в функции от радиуса рассчитываем по формуле, где м3/с. Профилирование проведем в табличной форме (таблица 1).

Таблица 3.1.1 - Расчет ширины канала по радиусу колеса

R, м			W, м/c
0,105	4,24	0,080	11,52	0,006
0,12	4,1467	0,0767	11,408	0,0077
0,135	4,0533	0,0733	11,296	0,0088
0,15	3,96	0,07	11,183	0,0095
0,165	3,8667	0,0667	11,071	0,0099
0,18	3,7733	0,0633	10,959	0,01
0,195	3,68	0,06	10,847	0,0099
0,21	3,5867	0,0567	10,734	0,0096
0,225	3,4933	0,0533	10,622	0,009
0,24	3,4	0,05	10,51	0,008

Определив ширину канала в функции радиуса получают форму меридионального сечения рабочего колеса, далее находим радиус кривизны полученной средней линии S в точке на входной кромке лопасти и проверяем выполнение условия (рисунок 3.1.2):

; .

3.2 Профилирование лопаток рабочего колеса по точкам

Значения являющиеся исходными данными, берем из предыдущих расчетов размеров рабочего колеса и профилирования его меридионального сечения.

Шаг лопатки:

.

Промежуточные значения угла наклона лопатки:

.

Приращение центрального угла:

.

где - приращение радиуса;

- значение подынтегральной функции в начале и в конце рассматриваемого участка;

.

Суммарное значение центрального угла обхвата :

.

Профилирование проведем в табличной форме (таблица 2).



4. Отводящие устройства

4.1 Расчет спиральной камеры круглого сечения

Исходные данные берутся из примеров расчета размеров рабочего колеса, профилирования меридионального сечения и лопаток рабочего колеса.

Радиус контрольной цилиндрической поверхности:

Ширина входа в спираль с учетом осевого перемещения рабочего колеса:

Вспомогательный коэффициент:

Радиусы круглых сечений спиральной камеры, м:

Расстояние от оси колеса до оси спиральной камеры, м:



Расстояние от оси колеса до наружной стенки спиральной камеры, м:

Профилирование проведем в табличной форме (таблица 4.1.1).

Таблица 4.1.1 - Расчет характеристик круглых сечений спиральной камеры

45	0,0011	0,0230	0,0240	0,2740	0,2981
90	0,0021	0,0325	0,0346	0,2846	0,3192
135	0,0032	0,0398	0,0430	0,2930	0,3360
180	0,0042	0,0460	0,0502	0,3002	0,3504
225	0,0053	0,0514	0,0567	0,3067	0,3634
270	0,0063	0,0563	0,0626	0,3126	0,3753
315	0,0074	0,0608	0,0682	0,3182	0,3864
360	0,0085	0,0650	0,0735	0,3235	0,3969

Рисунок 4.1.1 - Построение спиральной камеры круглого сечения.



4.2 Расчет диффузора спиральной камеры

Диаметр нагнетательного трубопровода насосной установки:

,

где V= 3…5 - скорость жидкости в трубопроводе, .

По значению =0,256 м выбираем ближайший больший диаметр из стандартных размеров трубопровода из нержавеющей стали =273мм.

Длина диффузора:

,

где - площадь поперечного сечения трубопровода,

площадь поперечного сечения спиральной камеры,

-угол раскрытия.

,



,

.



5. Уравновешивание гидравлической осевой силы

Определяем коэффициент реактивности, представляющий собой отношение потенциального напора колеса к полному напору:

где U2 - окружная скорость при выходе из колеса, м/с.

Потенциальный напор рабочего колеса:

Потенциальный напор насоса:

где Z - число рабочих колес.

Наружный радиус уплотнительного кольца:

Радиус втулки диска:

где rв - радиус вала.

Гидравлическая осевая сила:



.

где с - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3;

R2 - наружный радиус колеса, м.

22,2H

В связи с относительно малым значением гидравлической осевой силы отказываемся от расчета и использования устройств уравновешивания в пользу радиально-упорного подшипника.



6. Объемные потери в центробежном насосе

6.1 Выбор типа уплотнения

В соответствии с рекомендациями [1, стр.59] при небольшом напоре (менее 100 м вод. ст.) разрешается применять гладкие уплотнения. Принимаем тип используемого уплотнения: гладкий с прямым зубом.

6.2 Определение протечек перекачиваемой жидкости в переднем уплотнении рабочего колеса

Перепад напора на концах уплотнения рабочего колеса со стороны входа при нормальном состоянии уплотнения, м:

Для случая аварийного износа уплотнения:

Величина радиального зазора b в уплотнительных кольцах зависит от диаметра уплотнительных колец Dy. А.А. Ломакин рекомендует принимать:

Длина щели уплотнения принимается: l = 0,01…0,025 м (для простых уплотнений).

Примем l = 0,025 м.

Максимально допустимый зазор b вследствие износа уплотнительных колец определяется по формуле:

Необходимо определить коэффициент расхода жидкости м при истечении через щель уплотнения (для простого уплотнения) последовательным пересчетом приближений таким образом, чтобы погрешность результатов двух соседних приближений не превышала 2%.

где - коэффициент, учитывающий трение жидкости о стенки зазора.

Осевая составляющая скорости в зазоре:

Окружная составляющая скорости в зазоре:

Абсолютная скорость движения в зазоре:

Число Рейнольдса (необходимо для определения режима течения жидкости в зазоре):

где коэффициент кинематической вязкости воды при t = 20єC.

В первом приближении принимаем: .

Полученное в первом приближении Re=17643,5 > 2000 свидетельствует о турбулентном режиме течения жидкости в зазоре.

Коэффициент сопротивления лi для турбулентного течения рассчитаем по упрощенной формуле Никурадзе:

Представим пересчет последовательных приближений в виде таблицы.

Таблица 6.2.1

Первое приближение	Второе приближение	Третье приближение
л1	0,04	л2	0,0250	л3	0,0246
м1	0,609656802	м2	0,6676624	м3	0,66921411
Vs1	17,98477232	Vs2	19,695927	Vs3	19,7417029
V1	21,00415519	V2	22,486708	V3	22,5268137
Re1	17643,49036	Re2	18888,835	Re3	18922,5235

Расчеты продолжаются до выполнения условия:

;

;

Принимаем м = 0,67.

Определим расход жидкости через кольцевое отверстие уплотнения:

Определяем объемный КПД, учитывающий наличие объемных утечек через переднее уплотнение:

.



7. Напорная характеристика центробежного насоса

7.1 Расчет мощности на валу центробежного насоса

Потери мощности на трение наружной поверхности колес о жидкость складываются из потерь мощности на трение боковых поверхностей дисков и потерь на трение цилиндрической части обода :

.

Рассчитаем число Рейнольдса для определения режима течения жидкости:

Т.к. то характер движения жидкости турбулентный.

Рассчитаем коэффициент трения Cf для турбулентного режима:

Рассчитаем потери мощности на трение боковых поверхностей дисков рабочего колеса:

где с - плотность жидкости, кг/м3.

Мощность, затрачиваемая на трение цилиндрической части обода:



где b = 0,15м - ширина цилиндрической поверхности обода.

Потери мощности на трение наружной поверхности колес о жидкость:

Суммарные механические потери подводимой мощности:

где k - коэффициент, учитывающий дополнительные потери на трение в подшипниках и сальниках.

Подводимая к насосу мощность:

Механический КПД насоса:

7.2 Построение расчетной напорной характеристики насоса

Расчетная напорно-расходная характеристика представляет собой зависимость между производительностью Q и напором H.

Исходные данные для построения:

H1 = 70м - действительный напор рабочего колеса;

Ht = 76,7м - теоретический напор рабочего колеса;

Q1 = 258 л/с - действительная подача рабочего колеса;

зГ = 0,913 - гидравлический КПД;

з0 = 0,97 - объемный КПД;

Р = 0,344 - поправочный коэффициент (см. раздел 2.2.1, стр. 9).

коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопастей на теоретический напор рабочего колеса с бесконечно большим числом лопастей.

Построим характеристику по двум точкам на графике. Для этого необходимо рассчитать напоры при заданных Qt:

H, м	Q, л/с
Ht/Кл = 103,1	Qtp=258
	Qt = 0
Уравнение функции:

Построим зависимость аналогично характеристике :

Построим параболу гидравлических потерь на трение h1:

Для построения зависимости необходимо из ординат прямой вычесть ординаты параболы . Тогда уравнение функции примет вид:



Параболу гидравлических потерь на удар строят по формуле:

где a = 0,9 - коэффициент, учитывающий напор при закрытой задвижке на напорном трубопроводе.

Вычитание ординат параболы из ординат кривой позволяет построить напорно-расходную характеристику рабочего колеса при постоянной частоте вращения вала насоса:

Для приближения расчетной характеристики к действительной вводят поправку на протечки жидкости Qпр = 0,0073 м3/с = 7,3 л/с (см. раздел 6.2, стр. 20). Для этого от абсцисс кривой необходимо вычесть величину протечек Qпр:



Построим параболу гидравлических потерь на трение h1:

Для построения зависимости необходимо из ординат прямой вычесть ординаты параболы . Тогда уравнение функции примет вид:

Параболу гидравлических потерь на удар строят по формуле:

где a = 0,9 - коэффициент, учитывающий напор при закрытой задвижке на напорном трубопроводе.

Вычитание ординат параболы из ординат кривой позволяет построить напорно-расходную характеристику рабочего колеса при постоянной частоте вращения вала насоса:



Для приближения расчетной характеристики к действительной вводят поправку на протечки жидкости Qпр = 0,0073 м3/с = 7,3 л/с (см. раздел 6.2, стр. 20). Для этого от абсцисс кривой необходимо вычесть величину протечек Qпр:

Рисунок 7.2.1 - Расчетная напорно-расходная характеристика рабочего колеса

Построим кривые мощности и КПД насоса. Гидравлическая мощность насоса, т.е. мощность, сообщаемая жидкости в колесе:

Зависимость теоретического напора линейна и выражается уравнением:



Отсюда гидравлическая мощность:

Рисунок 7.2.1 - График зависимости гидравлической мощности насоса от производительности

Прибавив мощность механических потерь к гидравлической мощности получим кривую зависимости мощности на валу насоса от расхода жидкости через рабочее колесо:

Для получения кривой мощности насоса необходимо учесть объемные потери Qпр:

Имея графические зависимости и строим кривую КПД по уравнению:



8. Расчет на прочность элементов центробежного насоса

8.1 Расчет вала

Определяем осевое усилие:

где - осевое усилие, Н;

- сила действующая на диск колеса, Н;

- сила, действующая на торец вала, Н;

- сила, обусловленная давлением потока всасываемой жидкости на колесо.

где - максимальная вакуумметрическая высота всасывания:

;

= 101 - атмосферное давление, Па;

= 1,15…1,3 - коэффициент запаса;

- критический кавитационный запас:



где с=883,9 - кавитационный коэффициент быстроходности.

где С0 = 4,24 м/с - скорость входа потока в колесо.

Направление действия осевого усилия - в сторону всасывающего патрубка. колесо спиральный насос болт

Определяем радиальное усилие:

где k=0,36 - коэффициент для максимального значения радиальной силы;

- ширина колеса на выходе.

где - ширина лопатки на выходе;

, - толщина дисков колеса м.

Принимаем направление действия радиального усилия ц = 300є.

Определяем усилие от массы рабочего колеса:

где - плотность материала рабочего колеса, для бронзы - 8700 ;

- объем материала рабочего колеса .

Объем рабочего колеса определим средствами Siemens NX8.5 с помощью 3D-модели: .

Определяем усилие от массы полумуфты:

где m ? 13 - масса полумуфты, кг

.

Изгибающий момент (пара сил) от остаточной неуравновешенности колеса Мц (Н•м) определяется по формуле:



где Рц - центробежная сила от неуравновешенной массы рабочего колеса: ;

xц = 0,0495 м - расстояние от центра тяжести рабочего колеса, до плоскости установки балансировочных грузов (определен средствами Siemens NX8.5 с помощью 3D-модели);

mp = 53,2 кг - масса рабочего колеса;

ep = 18,33•10-6 м - остаточная неуравновешенность рабочего колеса, м.

;

.

- проекция радиальной нагрузки на вертикальную плоскость (z)

где - угол действия радиального усилия, равный .

- проекция радиальной нагрузки на горизонтальную плоскость (у).

- реакции опор А и В на вертикальную (z) и горизонтальную (у)

плоскости.

- длины участков вала.

Определяем по уравнениям статики реакции опор:

Определяем результирующие реакции опор по теореме Пифагора:

Определяем изгибающий момент в опасном сечении:

Полный изгибающий момент:

Определяем нормальные рабочие напряжения в опасном сечении:

где - полный изгибающий момент, ;

- осевое усилие, Н;

- диаметр опасного сечения вала, м.

Определяем рабочие касательные напряжения в опасном сечении вала:

где Мкр - крутящий момент, HЧм.

Определяем предельно допустимые напряжения в опасном сечении

где = 280 МПа, =0,5Ч=140МПа - пределы текучести материала вала по нормальным и касательным напряжениям, Па (для Ст 5);

= 550 МПа

=0,775 - коэффициент, учитывающий влияние характерных размеров (диаметра) вала на его прочность.

Определяем коэффициент запаса статической прочности в опасном сечении от действия нормальных и касательных напряжений:



Определяем коэффициент запаса прочности от совместного действия нормальных и касательных напряжений:

Проверяем выполнение условий прочности:

(2,44>1,3); (2,7>1,3); (5,7>1,3) - условия выполняются.

где =1,3 - допустимое значение коэффициента запаса статической прочности.

8.2 Расчет вала на выносливость

Определяем изгибающий момент, вызывающий переменные нормальные напряжения

где - изгибающий момент от постоянных по направлению нагрузок действующих в вертикальной плоскости.



Определяем амплитудное значение цикла изменения нормальных напряжений:

Определяем величину постоянной составляющей цикла изменения нормальных напряжений:

Определяем величину переменной составляющей цикла касательных напряжений:

Определяем приделы выносливости гладких полированных валов из углеродистой стали:

Определяем допускаемые приделы усталостной прочности:



где и - допустимые коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в опасных сечениях.

где , - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений в расчетном сечении;

, - коэффициенты, учитывающие влияние абсолютных размеров вала на его выносливость;

в = 0,85 - коэффициент, учитывающий влияние окружающей среды.

Определяем коэффициенты запаса усталостной прочности в опасном сечении:

где , - допустимые значения коэффициентов влияния ассиметрии цикла.

где и - коэффициенты влияния ассиметрии цикла;

- постоянное значение касательных напряжений.

Проверяем выполнение условий усталостной прочности:

где =1,5 - допустимое значение коэффициента усталостной прочности.

Условие усталостной прочности выполняется.

8.3 Расчет вала на жесткость

Определяем нагрузку, сосредоточенную в плоскости рабочего колеса:

Определяем величину прогиба вала



где l = 0,286 м - длина консольной части вала;

Е = 21Ч1010 - модуль упругости, Па;

I - момент инерции сечения вала, .

Определяем допустимый прогиб:

Проверяем условие жесткости по прогибу вала - условие жесткости выполняется.

Определим критическое число оборотов (об/мин) по формуле:

Проверяем вал на критические обороты из соотношения:

;

Условие прочности на критические обороты выполняется.

8.4 Расчет шпоночного соединения

Шпонка 20х12х130 ГОСТ 23360-78.

Определяем напряжения смятия:

где - крутящий момент, ;

d - диаметр вала, м;

h, l - высота и длина шпонки, м;

b - глубина шпоночного паза, м.

условие прочности выполняется.

8.5 Расчет диска колеса

Определяем площадь и осевой момент инерции половины меридионального сечения диска рабочего колеса. Вычислим площадь сечения F путем приближенного представления ступицы и диска в виде 2-х прямоугольников с площадями F1 и F2.

где и - ширина и высота прямоугольников.

Определим момент инерции сечения:



где - кратчайшее расстояние от оси вала до геометрического центра фигуры.

Рассчитаем угловую скорость при которой происходит разрушение колеса:

с-1

где = 0,97 - коэффициент, учитывающий толщину диска.

Определяем запас прочности:

Проверяем условие прочности:

где = 1,8…2,2 - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Условие прочности выполняется.

8.6 Расчет корпуса насоса

Расчет цилиндрической части корпуса

Определяем меридиональное напряжение вдоль оси насоса:

где Р = 7Ч105Па - избыточное давление внутри корпуса насоса;

R = 0,35 м - внутренний радиус корпуса;

= 0,024 м - толщина стенки корпуса.

Определяем окружное напряжение:

Определяем эквивалентные напряжения в расчетном сечении для плосконапряженного состояния:

Определяем допускаемые напряжения:

где = 0,87 - коэффициент, учитывающий толщину стенки;

= 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние среды;

= 260Ч106Па.

Определяем запас прочности:



Проверяем условие прочности

где - допускаемый коэффициент запаса прочности составляет 3,0…3,4

Условие прочности выполняется.

Определяем минимальную толщину стенки корпуса насоса:

где p = 7 кг/см2 - избыточное давление внутри корпуса насоса;

= 750 см - внутренний диаметр корпуса;

= 800 кг/см2 - допускаемое напряжение на растяжение;

а = 0,4 см - прибавка на коррозию к расчетной толщине стенки.

см.

Условие прочности выполняется.

Расчет крышек корпуса консольного насоса

Определяем максимальные напряжения в крышке по формуле:

где = 2,25 - коэффициент, зависящий от соотношения внешнего радиуса крышки и радиуса ее отверстия;

p = 0,7Ч106 Па - давление, развиваемое насосом;

2а = 0,5 м - диаметр крышки;

2в = 0,085 м - диаметр вала;

h = 0,026 м - толщина крышки.

Рассчитываем допускаемые напряжения:

где = 0,87 - коэффициент, учитывающий толщину стенки;

= 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние среды;

= 260Ч106Па.

Определяем запас прочности:

Проверяем условие прочности:

где - допускаемый коэффициент запаса прочности составляет 3,0…3,4

Условие прочности выполняется.

Расчет болтов (шпилек), соединяющих детали корпуса

Определяем площадь корпуса в плоскости разъема:

где а = 0,25 м; b = 0,0425 м - наружный и внутренний диаметр крышки.

Определяем усилие, действующее на болты в плоскости разъема:

где p = 0,7Ч106 Па - давление, развиваемое насосом.

Определяем усилие затяжки:

где - напряжение, возникающее в болтах от затяжки при монтаже корпуса насоса, Па;

F1 = 1,075Ч10-4- площадь болта по внутреннему диаметру резьбы, м2;

н = 2,5 - коэффициент затяжки;

z = 16 - количество болтов.

Определяем расчетную нагрузку на один болт:

где ч =0,25 - коэффициент.

Определяем нормальное напряжение в нарезной части болта:



Определяем крутящий момент, действующий ан болт при затяжке:

где Т - усилие затяжки, Н;

d0 = 0,010 наружный диаметр резьбы, м;

К = 0,12 - коэффициент.

Определяем наибольшие касательные напряжения в нарезной части болта:

где d1 = 0,01 - внутренний диаметр резьбы, м.

Определяем наибольшие приведенные напряжения:

Определяем коэффициент запаса прочности болтов по формуле:

Проверяем условие прочности:

где - допускаемый коэффициент запаса прочности составляет 1,5…2,5.

Условие прочности выполняется.

8.7 Расчет для выбора муфты

Определяем расчетный момент для выбора муфты:

где =1,25…2,0 - коэффициент режима работы.

Принимаем муфту фланцевую 2500-75-11-УЗ ГОСТ 20761-96.

8.8 Расчет для выбора подшипников вала рабочего колеса

Подшипник 160317 ГОСТ 8882-75:

С0 = 90000 H - статическая грузоподъемность.

С = 133000 Н - динамическая грузоподъемность.

m = 4,26 кг - масса подшипника.

Направление воспринимаемых нагрузок - радиальное и осевое в обе стороны. Осевое - 70% неиспользованной допустимой радиальной нагрузки.

Уплотнение из пластичного материала защищает полость подшипника от попадания пыли и утечки смазки. Надежность против утечки смазки больше чем у подшипников с защитными шайбами.



Рассчитаем требуемую величину динамической грузоподъемности:

где Q - приведенная нагрузка подшипника;

L - желаемая долговечность подшипника в миллионах оборотов вращающегося кольца;

б = 3 - величина, зависящая от формы кривой контактной усталости.

Определяем приведенную нагрузку:

где R = 8899,6 Н - радиальная нагрузка на подшипник;

Рос = 79650,6 Н - осевая нагрузка на подшипник;

= 1 - кинематический коэффициент;

m = 2,5- коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной;

= 1 - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент (при работе до ).

Определяем теоретическую долговечность подшипника:

где С = 133000 Н - динамическая грузоподъемность подшипника;



Определяем требуемую величину динамической грузоподъемности

- условие выполняется.



9. Расчет объемных потерь в уплотнениях насоса

Определяем коэффициент расхода жидкости при истечении через щель уплотнения с плоскими кольцами:

где = 0,05 - коэффициент, учитывающий трение жидкости о щели стенки;

l = 0,025 м - ширина шели;

R = 0,14 м - радиус уплотнения;

b = 0,00042 м - радиальный зазор в уплотнении.

Определяем потенциальный напор в уплотнении:

где Hp = 56 м - потенциальный напор рабочего колеса;

U2 = 37,1 м/с - окружная скорость на выходе;

R2 = 0,24 м - радиус окружности рабочего колеса;

R = 0,14 м - радиус уплотнения.



м

Определяем величину протечек через уплотнения колеса:

м3/с

Определяем величину протечек через сальники и дренаж сальников:

м3/с

где Q = 0,25 м3/с - производительность насоса.

Определяем объемные потери насоса:

м3/с

Определяем объемный КПД насоса:

Сравним полученное значение со значением из гидравлического расчета - :

с

Различие значений удовлетворительно: менее 1%.



10. Расчет и построение напорно-расходной характеристики насоса

Определяем теоретическую расчетную производительность насоса

Определяем теоретическую производительность для каждого режима работы насоса:

Режим №1	м3/с	Режим №4	м3/с
Режим №2	м3/с	Режим №5	м3/с
Режим №3	м3/с	Режим №6	м3/с

Определяем теоретический напор для колеса с бесконечным числом лопаток для первого режима (м3/с):

м

где U2 = 37,1 м/с - окружная скорость на выходе.

Точка «а»: м3/с; м.

Расчет проведем в табличной форме:

Таблица 10.1 - Расчет напорно-расходной характеристики

Номер режима	1	2	3	4	5	6
	0	0,065	0,13	0,195	0,26	0,325
	0,00	0,25	0,50	0,75	1,00	1,25
	140,4	97,475	90,55	83,625	76,7	69,755
	0	0,0625	0,25	0,5625	1,00	1,5625
	0	0,53	1,97	4,09	6,67	9,49
	104,4	96,94	88,58	79,53	70,03	60,29

Определим расчетный теоретический напор для колеса с конечным числом лопаток при :

м.

Точка «b»: м3/с; м.

Определяем расчетный теоретический напор для колеса с бесконечно большим числом лопаток для расчетной теоретической производительности :

м

где - коэффициент, учитывающий влияние конечного числа лопастей на теоретический напор рабочего колеса с бесконечно большим числом лопастей.

Точка «c»: м3/с; м.

Через точки «а» и «с» проводим прямую линию графика .

Определяем при м3/с:

Точка «d»: м3/с; м.

Через точки «b» и «d» проводим прямую линию графика .

Снимаем с графика значения для всех режимов и вносим в таблицу. Находим значения для всех режимов и вносим в таблицу.

Определяем для каждого режима гидравлические потери:

Строим график: .

Строим вспомогательный график напора , для чего при каждом значении находим ординату :

Определяем для каждого режима потери напора на удар жидкости при входе на рабочее колесо

где а = 1 - коэффициент;

Н = 70 м - напор, развиваемый насосом.

Строим график .

Строим вспомогательный график . Для получения ординат этого графика используем формулу:

Строим график . Для этого проводим ряд вспомогательных горизонтальных линий. На каждой линии из абсциссы графика отнимаем постоянную величину объемных потерь =0,00975 м3/с. Через полученные точки проводим искомый график , который представляет расчетную напорно-расходную характеристику.



Список использованных источников

1 Фурсов, В. К. Центробежные насосы. Конструкция и расчет : учеб. пособие / В. К. Фурсов, Г. Я. Фурсова. - Комсомолск-на-Амуре :ГОУВПО «КнАГТУ», 2005. - 78 с.

2 Фурсов, В. К. Прочность деталей центробежных насосов :учеб. пособие / В. К. Фурсов, Г. Я. Фурсова. - Комсомольск-на-Амуре : ГОУВПО «КнАГТУ», 2007. - 54 с.

3 Айзенштейн, М. Д. Центробежные насосы для нефтяной промышленности / М. Д. Айзенштейн, - М. : Гостоптехиздат, 1957. - 272 с.

4 Марцинковский, В. А. Гидродинамика и прочность центробежных насосов / В. А. Марцинковский. - М. : Машиностроение, 1970. - 272 с.

5 Гуревич, К. С. Насосы и компрессоры нефтеперерабатывающей промышленности / К. С. Гуревич. - М. : Государственное научно-техническое издательство нефтяной и горно-топливной литературы, 1951. - 339 с.

6 Егоров, Г. Л. Центробежный насос : методические указания по выполнению курсового проекта для студентов очного и заочного факультетов / Г. Л. Егоров. - Новосибирск : НИИВТ, 1991. - 55 с.

Размещено на Allbest.ru

...