7 Прочностные расчеты других деталей
7.1 Расчет толщины фланца корпуса
Толщину стенки можно ориентировочно определить, представив схему корпуса в виде цилиндрической трубы диаметром D (см), который выбирается конструктивно.
Минимальная толщина стенки
=
250 кГс/см2с
– допускаемое напряжения (для чугуна),
Р – максимальное внутреннее давление, кГс/см2
15
мм.
7.2 Расчет толщины шпоночных соединений
Расчет на смятие (под колесо)
Дано:
Диаметр вала d = 29 мм
Ширина шпонки b = 6 мм
Высота шпонки h = 6 мм
Длина шпонки l = 14 … 70 мм
Глубина паза втулки t1 = 3,5 мм
Глубина паза вала t2 = 2,8 мм
Допустимое
напряжение смятия [
]
= 50 МПа
Крутящий момент Т = 76,05 Нм
=
18 + 6 = 24 мм.
Окончательно принимаем l = 24 мм.
Расчет на смятие (под муфту)
Дано:
Диаметр вала d = 18 мм
Ширина шпонки b = 6 мм
Высота шпонки h = 6 мм
Длина шпонки l = 14 …70 мм
Глубина паза втулки t1 = 3,5 мм
Глубина паза вала t2 = 2,8 мм
Допустимое
напряжение смятия
=50 МПа
Крутящий момент Т = 76,05 Нм
28
мм
8 Расчет прогнозной характеристики насоса
8.1 Определение объемного кпд
Произведем расчет утечек Qs для центробежного насоса.
Данные для расчета
Диаметр колеса по уплотнению Di = 116 мм
Ширина уплотнения l = 20мм
Радиальный зазор в уплотнении b = 0,003∙ri = 0,003∙58 = 0,17 мм, принимаем b = 0,2 мм.
Потенциальный напор колеса
Напор, теряемый в уплотнении
12
Предварительно
выбираем коэффициент сопротивления
= 0,04.
Коэффициент расхода
Скорость в зазоре
=
8 м/с
Окружная скорость в уплотнении
Кинематическая вязкость v принимаем для воды при t = 20o C равна 1∙10-6 м/с
Число Рейнольдса
Относительная толщина ламинарной пленки
0,045
Толщина ламинарной пленки
где
для воды N
= 11,6
Абсолютная
шероховатость к =0,05 мм, к
тогда
Во втором приближении
Окончательно
0,0004
м3/с
8.2 Определение механического кпд
Мощность, получаемая насосом от двигателя, больше мощности передаваемой лопастным колесом потоку жидкости, на величину потерь на трение N. Различают три основных категории механических потерь в насосе: N1 - трение наружной поверхности колес о жидкость – дисковое трение;
N1 - трение наружной поверхности колес о жидкость – дисковое трение;
N2 – трение на сальниках;
N3 – трение в подшипниках.
Так
что N
=
N1+N2+N3
Потери дискового трения.
Мощности трения наружной поверхности колеса о жидкости складывается из мощности трения боковых поверхностей и мощности трения в цилиндрической части обода. При вращении диска в замкнутом пространстве жидкость, находящаяся между диском и стенкой корпуса вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости диска; при этом ведущий момент трения жидкости о диск уравновешивается моментом торможения вследствие трения жидкости о стенки корпуса. На основное вращательное движение жидкости в замкнутой области, окружающей диск, накладывается вторичные трения, обусловленные явлениями в пограничном слое. Частицы жидкости, непосредственно соприкасающиеся с поверхностью диска, вращаются с окружной скоростью, равной скорости диска. Центробежные силы, действующие на них, не уравновешиваются давлениями в основном потоке, и эти частицы отбрасываются от центра к периферии диска. Вследствие неразрывности потока по стенкам корпуса устанавливается обработанное течение к центру. Таким образом, на основанное движение накладывается вторичный поток в форме двух кольцевых вихрей.
Для воды при температуре 20оС (v = 10-6 м2/с) число Рейнольдса равно
2,6
∙106
Коэффициент трения
Мощность дискового трения на обеих сторонах
6
Вт
Потери трения в сальниках
Работа сальниковых уплотнений вала относительно мало изучена, повидиму, вследствие многообразных физический свойств набивочных материалов и трущихся поверхностей вала. Между тем устойчивая работа сальникового уплотнения в сильной мере определяет надежность работы насоса.
Действие сальникового уплотнения заключается в том что, что набивка, сжимаемая втулкой, раздается в стороны и прижимается к движущейся поверхности вала и к внутренней поверхности сальниковой коробки. Этим достигается уплотнение зазора между вращающимся валом и неподвижным корпусом. В сальниковом уплотнении осевое давление, оказываемое нажимной втулкой, вследствие пластических свойств материала набивки преобразуется в радиальное давление на вал и внутреннюю поверхность сальниковой коробки.
Мощность трения в сальниках
Потери трения в подшипниках
Мощность трения в подшипниках в общем случае определяются в зависимости от конструкции, в малонагруженных опорных подшипниках качения, часто имеющих место в насосах, может быть определена по принятому КПД для узла подшипников качения 99%:
33
Вт
Суммарные потери на трение
Механический КПД
=94%