Тенденции и факторы формирования валютных курсов

 

Содержание

Введение

. Назначение и область применения насоса

. Описание и обоснование выбранной конструкции насоса

.1 Описание конструкции насоса

.2 Обоснование выбранной конструкции

. Расчеты гидравлические

.1 Расчет проточной части насоса

.2 Расчет гидравлической осевой силы

.3 Расчет гидравлической радиальной силы

. Выбор концевого уплотнения вала

. Расчеты по выбору двигателя

.1 Выбор двигателя

.2 Расчет пусковой моментной характеристики

. Механические расчеты

.1 Расчет реакций в опорах

.2 Расчет долговечности подшипников

.3 Расчет на статическую прочность

.4 Расчет шпоночного соединения вала с колесом

Список литературы

насос двигатель подшипник шпоночный вал

Введение

В последнее время во многих отраслях народного хозяйства для гидротранспорта абразивных и легкоповреждаемых веществ, гидросмесей, содержащих твердые и волокнистые включения, газосодержащих жидкостей используют свободновихревые насосы (СВН), которые имеют простую и удобную в эксплуатации конструкцию, высокую надежность, долговечность работы на гидросмесях и обусловливают экономическую эффективность их применения для транспортирования различных твердых веществ и продуктов.

По конструктивным признакам и по характеру рабочего процесса СВН существенно отличаются от центробежных и имеют следующие особенности:

рабочее колесо (РК) СВН расположено в нише корпуса, имеющего свободную камеру, не пересекаемую вращающимися деталями. Поэтому часть потока жидкости, поступающего в насос, проходит через свободную камеру, не соприкасаясь с лопатками рабочего колеса;

рабочий объем СВН - односвязный. Это означает, что любой замкнутый контур, взятый внутри объема, может быть стянут в точку без пересечения границ объема. Рабочий объем центробежных насосов многосвязный - если взять замкнутый контур в жидком объеме вокруг лопасти, то он не может быть стянут в одну точку без пересечения ее поверхности. В практике использования насосов это означает, что волокна, взвешенные в жидкости при перекачивании загрязненных и волокнистых смесей, могут наматываться на лопасти центробежного насоса, засоряя его;

в СВН нет передних уплотнений, следовательно, отсутствуют проблемы, связанные с ними (износ, засорение, регулировка, промывка и т.д.);

более простая форма проточной части снижает металлоемкость насоса, облегчает его сборку, создает более благоприятные условия для высокой степени унификации;

конструктивное исполнение рабочих органов позволяет с небольшими затратами производить ремонт и изготовление запасных частей на месте эксплуатации.

Кроме этого, СВН обладают рядом положительных свойств: обеспечивают высокую надежность работы при перекачивании газообразных смесей с содержанием газа до 50%, вязких жидкостей, крупных включений с размером 0,8 напорного патрубка, имеют высокую всасывающую способность (высота всасывания 8 м) и мало чувствительны ж кавитации.

Основной недостаток СВН - низкая экономичность, которая в зависимости от конструктивного типа и размеров насоса составляет 35-58%.

Насосы свободновихревого типа широко применяются в коммунальном хозяйстве для перекачивания фекальных жидкостей, грунтовых и сточных вод, канализационного ила; в сельском хозяйстве для гидротранспорта органических удобрений, картофеля, фруктов, рыбы; в пищевой промышленности для перекачивания легкоповреждаемых продуктов, соков, сиропов, суспензий и прочего, а также в целлюлозно-бумажной и химической промышленностях для транспортирования древесной массы, макулатуры, полимеров, вискозного сырья, газообразных жидкостей и других продуктов. СВН перспективно применять в черной металлургии для гидротранспорта шлама, золы, руд, хвостов на горнообогатительных фабриках; в угольной промышленности для гидротранспорта угля и угольного шлама. Эти насосы также можно применять при подаче песка, грунта, гравия и других абразивных веществ.

1. Назначение и область применения насоса

Насос консольный свободно-вихревой СВН 21-10 ( подача Q=25 м 3/ч и напор H=10 м ) предназначен для перекачивания бытовых и промышленных загрязненных жидкостей, химически не агрессивных масс, а также суспензий, фекальных и сточных вод с водородным показателем pH от 6 до 8.5, температурой 365 К ( 90 0С ) и плотностью до 1100 кг/м 3 , с содержанием твердых частиц до 20% по объему, с максимальным размером до 15 мм. В случае перекачивания абразивных взвешенных частиц содержание их по объему не более 1%, размер до 5 мм и микротвердость не более 9000 Мпа.

2. Описание и обоснование выбранной конструкции

2.1 Описание выбранной конструкции

Насос СВН 25-10 - свободновихревой, горизонтальный, консольный с рабочим колесом, расположенным в расточке задней стенки корпуса. Отличительная особенность электронасоса - наличие свободной камеры между колесом и передней стенкой корпуса.

Базовая деталь электронасоса - корпус с входным и напорным патрубками. Входной патрубок направлен горизонтально по оси, напорный - вертикально вверх.

Рабочее колесо выполнено в виде диска с наклонными лопатками. Концевое уплотнение насоса сальникового типа с мягкой набивкой. Смазка подшипников - консистентная.

Привод насоса от синхронного электродвигателя через соединительную упругую втулочно-пальцевую муфту.

Направление вращения ротора - по часовой стрелке, если смотреть со стороны приводного конца вала.

2.2 Обоснование выбранной конструкции

Данное конструктивное решение обусловлено повышением надежности работы и снижением засоряемости проточной части насоса при перекачивании загрязненных жидкостей с твердыми включениями. Конструкция насоса типа СВН имеет более простую форму проточной части, меньшую металлоемкость, создает благоприятные условия для высокой степени унификации. Конструктивное исполнение рабочих колес позволяет с небольшими затратами производить ремонт и изготовление запасных частей на месте эксплуатации.

3. Расчеты гидравлические

3.1 Расчет проточной части

Расчеты проводим по методике, изложенной в [1] . Основные геометри-ческие размеры проточной части показаны на рис. 3.1.

3.1.1 Исходные данные:

Q = 25 м 3/ч; Н = 10 м; n = 1450 об/мин; = 1100 кг/м 3.

3.1.2 Определяем коэффициент быстроходности насоса:

, (3.1)

.

3.1.3 Задаёмся соотношениями основных геометрических размеров рабочего колеса.

; ; ; Z = 10.

3.1.4 По геометрическим зависимостям [1] определяем к.п.д., относительную ширину свободной камеры В и функции F1 и F2.

; ; -2; .

- к.п.д. указано для насосной части.

3.1.5 Наружный диаметр рабочего колеса определяем по формуле:

, (3.2)

где . (3.3)

Здесь: - механический к.п.д. насоса;

;

k - коэффициент; -3.

Рисунок 3.1 - Основные геометрические размеры проточной части насоса

Тогда ;

м.

Принимаем наружный диаметр рабочего колеса D2 = 185мм.

3.1.6Абсолютные размеры рабочего колеса:

D1 = 36 мм; b2 = 27 мм; =5мм.

3.1.7Ширина свободной камеры електронасоса:

мм.

3.1.8Принимаем спиральный отвод.

Основные геометрические параметры отвода.

Диаметр входа:

, (3.4)

где V0 = - скорость на входе в насос;

- коэффициент входной скорости.

;

м/с;

м.

С учетом рекомендации ИСО 2858 принимаем Dвх = 65 мм.

3.2 Расчет гидравлической осевой силы

Определение осевого усилия проводим по методике [2].

Результирующее осевое усилие, действующее на ротор электронасоса, определяем по формуле:

F = F1 - F2 + F0 - Fm , (3.5)

где F1 , F2 , F0 , Fm - составляющие полной осевой силы (рис. 3.2)

3.2.1 Определяем силу Fm.

, (3.6)

где Vвх - скорость в подводящем патрубке насоса;

; (3.7)

м/с.

Тогда Н.

3.2.2 Сила F1 определяем по формуле:

, (3.8)

где r2 = 0,0925 м - наружный диаметр рабочего колеса; rВ = 0,0275 м - радиус вала под уплотнением; = 1100 кг/м3 - плотность жидкости; - угловая скорость вращения ротора.

, (3.9)

с -1.

= 0,452 - отношение средней скорости вращения жидкости в пазухе к скорости вращения ротора.

Пьезометрический напор:

, (3.10)

При этом окружная скорость:

, (3.11)

м/с.

Окружная составляющая абсолютной скорости:

, (3.12)

м/с.

м.

Н.

Рисунок 3.2 - Схема действия осевых сил в СВН

3.2.3 Сила F0 будет равна:

, (3.13)

где Р0 = 2,5 кгс/см2 - максимальное давление во всасывающем патрубке.

Тогда 10 5 = 829 Н.

3.2.4 Силу F1 определяем по формуле:

, (3.14)

, (3.15)

где К коэффициент, зависящий от геометрических размеров электронасоса.

.

Тогда Н.

Результирующая осевая сила, действующая на ротор электронасоса:

F = F1 - F2 + F0 - Fm , (3.16)

F = 1372 - 936,44 + 829 - 156,84 = 1108 Н.

Для уменьшения осевой силы применяем импеллеры.

Уменьшение осевой силы от действия лопаток импеллера определяем по формуле [3].

, (3.17)

где D2u - наружный диаметр лопаток импеллера, D2u = 0,185 м;1u - внутренний диаметр лопаток импеллера, d1u = 0,08 м;2u - окружная скорость на выходе импеллера;1u - окружная скорость на входе импеллера.

, (3.18)

м/с,

, (3.19)

м/с.

Н.

Величина осевого усилия, воспринимаемого подшипниками насоса, будет равна:

А = F - ТЛ , (3.20)

А = 1108 - 723,69 = 384,3 Н.

Осевая сила будет направлена на выход рабочего колеса.

3.3 Расчет гидравлической радиальной силы

Расчет гидравлической радиальной силы выполнен по методике, изложенной в работе [3].

Радиальную силу, действующую на рабочее колесо в спиральном отводе, определяем по формуле:

, (3.21)

где Кr - безразмерный коэффициент радиальной силы;, Qопт - текущее значение подачи;2g - ширина рабочего колеса на выходе, включающая в себя толщину его дисков, м; Кr = 0,18; b2g = 0,033 м.

Максимальная радиальная сила будет на нулевой подаче Q = 0.

Н.

4. Выбор концевого уплотнения вала

Для разработанной конструкции насоса в качестве концевого уплотнения вала применяем сальниковое уплотнение (рис. 4.1).

Рисунок 4.1 - Схема сальникового уплотнения

Для надежной работы насоса необходимо обеспечить подпор на входе в насос. Подпор, измеренный во всасывающем патрубке, должен быть не менее 1 м.

С целью защиты сальникового уплотнения от износа в узел уплотнения подается затворная жидкость под давлением, превышающим давление на выходе из насоса на 0,05 МПа. В качестве затворной жидкости используется технически чистая вода с температурой не выше 40°С. Расход воды, подаваемой в сальнике, 0,01 м 3/ч.

Согласно [3] толщина кольца набивки:

, (4.1)

где d - диаметр вала в месте набивки сальника, мм (d = 55 мм);

мм.

Принимаем S = 10 мм.

Длина сальникового уплотнения равна:

, (4.2)

где I - количество колец набивки, шт. (I = 5);- толщина кольца набивки, мм.

мм.

В соответствии с ГОСТом 5152-84 выбираем сальниковую набивку с однослойным оплетением марки АГИ 10х10.

5. расчеты по выбору двигателя

.1 Выбор двигателя

Мощность насоса на номинальном режиме при плотности жидкости кг/м 3:

, КВт, (5.1)

КВт,

- расчетный к.п.д. насоса.

Мощность электродвигателя:

, (5.2)

где К = 1,1 - 1,3 - коэффициент, учитывающий допустимое предельное отклонение напора, К = 1,1.

КВт.

Для привода насоса выбираем электродвигатель АИРС90L4У2 с параметрами:

Мощность - 2,2 КВт;

Напряжение - 220/380 В;

Частота вращения (синхронная) - 1500 об/мин.

5.2 Расчет пусковой моментной характеристики

Зависимость момента сопротивления ротора насоса от частоты вращения при пуске насоса представляет собой параболу:

, (5.3)

где К - коэффициент параболы; n - частота вращения ротора, об/мин.

График зависимости момента сопротивления строится по трем точкам:

начального момента трогания (n = 0);

минимального момента сопротивления агрегата ( точка С);

полного разворота электродвигателя (n = 1500 об/мин).

В начальный момент времени при n = 0:

, (5.4)

где Мном - момент электродвигателя:

, (5.5)

с -1.

КВт - номинальная мощность двигателя.

-1 = 14,01 .

.

Момент сопротивления агрегата при полном развороте электродвигателя Mmax:

, (5.6)

где Mmax - максимальна мощность насоса.

max = NДВ = 1,75 КВт;

-1 = 11,15 .

Минимальному моменту сопротивления соответствует точка "С" с координатами:

и , (5.7)

об/мин;

.

Коэффициент параболы определяется по величине момента при полном развороте двигателя:

, (5.8)

где -6

Данные расчеты моментной характеристики сводим в табл. 5.1.

Таблица 5.1 - Пусковая моментная характеристика:

n, об/мин0250500750100012501500М, 00,321,282,885,117,9911,5Пусковая моментная характеристика насосного агрегата представлена на рис. 5.1.

Рисунок 5.1 - Пусковая моментная характеристика

6. механические расчеты

.1 Расчет реакций в опорах

Расчетная схема действия сил на ротор насоса представлена на рис. 6.1.

Рисунок 6.1 - Схема нагружения вала

Нагрузку P1 определяем по формуле:

, (6.1)

где GK - вес рабочего колеса, Н; G1в - вес вала на участке l1 , Н4; R - радиальная сила, Н; GK = 245 Н; G1в = 27 Н; R = 119 Н.

Н.

, (6.2)

где G2в - вес вала на участке l2 , Н; G2в = 38 Н.

Н.

Нагрузка Р3:

, (6.3)

где GПМ - вес полумуфты;3В -вес вала на участке l3 , Н.

ПМ = 18,6 Н; G3В = 12 Н.

Н.

Для определения реакции в подшипниковых опорах составим уравнение моментов сил относительно точек опор.A и RB - реакции в опорах А и В.

Размеры вала: l1 = 0,220 м; l2 = 0,175 мм; l3 = 0,0975 м.

, (6.4)

, (6.5)

Н.

, (6.6)

, (6.7)

Н.

6.2 Расчет долговечности подшипников

В опорах А и В установлены одинаковые шарикоподшипники. По диаметру вала d (мм) выбираем подшипник шариковый однорядный радиальный средней серии 311 ГОСТ 8338-75.

Статическая грузоподъемность: С0 = 41790 Н.

Динамическая грузоподъемность: С = 54936 Н.

По условиям работы передний подшипник (опора А) воспринимает осевую и радиальную нагрузки и является более нагруженным. Проверяем его на долговечность.

Расчетная долговечность подшипника [6]:

, (6.8)

где С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:

. (6.9)

По условиям работы подшипника принимаем: коэффициент безопасности = 1,2; температурный коэффициент КТ = 1,0; коэффициент вращения V = 1.

Радиальная и осевая силы, действующие на подшипник: Fr = RA = 836 H; Fa = A = T = 385 H. Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной:

.

Определяем отношение:

.

При этом е = 0,2. Т.к. , то коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,56. Коэффициент осевой нагрузки Y: Y = 2,2. Динамическая нагрузка:

Н.

Расчетная долговечность подшипника:

ч.

6.3 Расчет вала на статическую прочность

Расчет проводим по методике [7].

Для определения напряжений в сечениях вала построим эпюру изгибающих моментов.

Рисунок 6.2 - Эпюра изгибающих моментов

Определим максимальный изгибающий момент в сечении А:

, (6.10)

Р1 = 373 Н; l1 = 0,220 м.

.

Наибольший крутящий момент на валу:

, (6.11)

где N - мощность насоса; N = 1,59 КВт.

.

Момент сопротивления сечения вала в точке А:

, (6.12)

где d = 55 мм - диаметр вала под подшипником.

-6 м3.

Момент сопротивления кручению:

, (6.13)

-6 м3.

Напряжение изгиба:

, (6.14)

Па = 4,9 МПа.

Напряжение кручения:

, (6.15)

Па = 0,32 МПа.

Эквивалентное напряжение:

, (6.16)

МПа.

Материал вала - Сталь 45;

Предел текучести МПа.

Запас прочности по пределу текучести:

, (6.17)

.

Условие прочности выполняется.

6.4 Расчет шпоночного соединения вала с колесом

Основные исходные данные для расчета.

Материал вала - Сталь 45.

Предел текучести - МПа.

Материал шпонки - сталь 45.

Предел текучести - МПа.

Материал колеса - 20x13л.

Предел текучести - МПа.

Крутящий момент на валу:

.

Размер шпонки под рабочим колесом, мм: bхhхl = 8х7х24.

При расчете шпоночного соединения вала с колесом определяющим является напряжение смятия:

, (6.18)

где lp - рабочая длина шпонки;1 - глубина паза вала;- высота шпонки;- диаметр вала; d = 28 мм; lp = l - b = 24 -8 = 16 мм; t1 = 4 мм; h = 7 мм.

Па = 15,6 МПа.

Допускаемое напряжение смятия вычисляем для материала (вал), имеющего самый низкий предел текучести.

Допустимое напряжение смятия:

, (6.19)

Для материала вала:

МПа.

.

Условие прочности на смятие выполняется.

Список литературы

1. Свободновихревые насосы: Учеб. пособие/И.А. Ковалев, В.Ф. Герман. - К.: УМК ВО, 1990. - 60 с.
2. Анализ осевого напора, действующего на ротор насоса свободного течения. Перевод статьи Grychowski I, Gontarczuk Z. из журнала Zcszyty naukowe politechnika staska, 1978, № 532.
3. Михайлов А.К., Малюшенко В.В. Лопастные насосы -М.: Машиностроение, 1977. - 288с.
4. Лопастные насосы: Справочник/В. А. Зимницкий, А. В. Каплун, А. Н. Папир, В. А. Умов; Под общ. ред. В. А. Зимницкого и В. А. Умова. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1986. - 334 с.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя Т.2 - М.: Машиностроение, 1980.
6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных вузов. - М.: Высшая школа, 1985.
7. Биргер И.А., Шор Б.Ф. Расчет на прочность деталей машин. 3 издание. - М.: Машиностроение, 1979.

Содержание Введение . Назначение и область применения насоса . Описание и обоснование выбранной конструкции насоса .1 Описание конструкции насос

Больше работ по теме: