Qприв.=2800( 90 )3 Q,
(3.2)
n D2max
где, 2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса в об\мин.
90 – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного
насоса в мм.
n – число оборотов вала, об\мин.
Q – рассчитываемая подача, л\с.
в) Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
Dвт.=Кdвт*D2max,
(3.3)
где, K d вт – коэффициент, соответствующий полученному значению
Q прив, 0,31.
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность
размещения вала насоса.
При этом должно быть соблюдено условие:
D = d + 2 ? вт.,
где, D вт – диаметр втулки, мм;
D в – диаметр вала насоса, мм;
?вт. – толщина ступени втулки (для погружных центробежных насосов с
диаметром корпуса 92-150, можно принять Sвт=2-4 мм);
г) Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей D1 max по
уравнению:
D1max=D2max
KD1max (3.4)
где, КD1 max – коэффициент, определенный для Q прив, 2,3;
в) Определяем диаметр входа D в рабочее колесо:
D0=КD0*D1max,
(3.5)
К – коэффициент диаметра входа в рабочее колесо для данного
Qприв, 0,96;
е) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса
D2 min:
D2min=?D2вн.ст.–1*(D2max)2*Fприв
0,78590
(3.6)
где, Fприв – приведенная площадь без лопаточного кольца между стенкой
корпуса ступени Dвн.ст. и ободом верхнего диска рабочего колеса
D2 min. Находят для Q Fприв = 1600 мм.
ж) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min:
D1min= D2max
KD1min
(3.7.)
где, KDmin – коэффициент определяемый для Qприв.
з) Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса.
в=Кb2*D2max,
(3.8)
где, Кb2 – коэффициент, определяемый для Q, 0,016;
и) Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо.
b1=Kb1*D2max,
(3.9)
Кb1 – коэффициент, определяемый для Q, 0,036;
к) Напор ступени определяют по коэффициенту окружной скорости
Кv2окр., пользуясь уравнением:
Kv2окр.=V2окр.max
(3.10)
60?2gH
где, V2окр. – окружная скорость на диаметре D2max рабочего колеса;
Кv2окр.= ?D2ср.*n
60?2gH
(3.11)
где, K v2окр. – коэффициент окружной скорости, Кv2окр. = 1,33;
D2ср. – внешний диаметр рабочего колеса, мм;
п – число оборотов вала, об/мин;
g – ускорение свободного падения, м/с;
л) Определяем коэффициент быстроходности ступени;
м) Определяем конструктивные углы ?1 и ?2 от быстроходности ступени.
Расчет колеса:
а) D2max=Dвн.ст. – 2S
В2max=76,5-2*2
D=72,5 мм;
б)Qприв = 2800 (90 )3 *Q;
n D2max
Qприв = 2800 ( 90 )3 * 0,347;
3000 72,5
Qприв=0,6196 л\с;
в) d вт.=Кdвт*D2max
dвт=0,31*72,5
dвт=22,475 мм;
dвт=dв + 2?вт.
dвт=17+2*2/5
dвт= 22 мм;
г)D1max= D2max
KD1max
D1max=72,5
2,3
D=31,52 мм;
д) D0=К0*D1max;
D0=0,96*31,52;
D0=30,26 мм;
е) D2min=?D2 вн.ст. - 1 (D2max)2 *Fприв.
0,785 90
D2min=?76,52 – 1 (72,5)2 *1600
0,785 90
D2min=67,3 мм;
ж) D1min= D2max
KD1min
D1min= 72,5
2,2
D1min=32,95 мм;
з) b2=Кb2 * D2max;
b2=0,016*72,5
b2=1,16 мм;
и) b1=Кb1*D2max
b1=0,036*7,25=2,61 мм;
к) Н=(?Dср.* Н)2 * 1
60*КН2 2g
Н=(3,14*0,0725*3000) * 1
60*1,33 2*9,81
Н=3,73 м;
л) Hs=60;
м) ?1=27;
?2=53;
3.1.2. Расчет направляющего аппарата.
Осевой направляющий аппарат ступени погружного центробежного насоса
рассчитывают следующим образом:
а) Определяем приведенную подачу и по ней определим приведенную, а затем
действительную высоту рассчитываемой ступени:
lприв=22;
l=lприв.*D2max
(3.12)
90
б) Определяем высоту междулопаточных каналов:
b3пр.=90*b3
(3.13)
D2max
где, b3пр.- приведенная высота от приведенной подачи, 3.3;
b3пр.= b3прив.* D2max
90
в) Находим диаметр диафрагмы D направляющего аппарата:
F”прив.=0,7859(D2вн.ст.-D2)*(90)2
(3.14)
D2max
где, F”прив-приведенная площадь кольца внутренней стенкой корпуса
ступени и диаметром ступени, 800;
D3=?D2 вн.ст. – F’’прив. * (D2max)2
0,785
90
Расчет направляющего аппарата:
а) l=l прив. * D2max
90
l=22*72,5
90
l=17,7 мм;
б) b3=b3прив.*D2max
90
b3=3,3 * 72,5
90
b3=2,66 мм;
в) D3=?D2 вн.ст. – F’’ (D2max)2
0,785 90
D3=?76,52 – 800 (72,5)2
0,785 90
D3=72,04 мм;
КПД ступени 0,38
3.2.Проверочный расчет шпоночного соединения.
Шпоночное соединение проверяется по боковым граням шпонки под действием
окружного усилия, передаваемого рабочему колесу:
?=2Mр.к.D(h-t)*l
(3.15)
где, Мр.к. – момент передаваемый рабочему колесу.
D – диаметр вала;
t - глубина паза по валу;
l - длина посадочной части рабочего колеса;
h – высота шпонки.
Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности
передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным
параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД. Для
определения напора необходимо определить количество ступеней находящихся в
насосе. Количество ступеней можно определить следующим образом. Существует
5 видов секций отличающихся длиной, в зависимости от длины в каждой секции
располагаются различное число ступеней. Для расчета возьмем следующий
насоса: ЭЦН М-5-50-1300 состоящий из 2-х секций № 2 и № 5, в некоторых
расположено 264 ступени, в секции № 2 расположено 73 ступени, а в секции №
5 расположено 192 ступени. Длина одной ступени ЭЦН 50 - 24 мм. Ступени
насоса в секциях располагаются в пределах:
L=n*l
(3.16)
где, n – число ступеней;
l - длина одной ступени;
L = (72*24) + (192*24)
L = 1728 + 4608
L = 6336 мм
Длина одной ступени ЭЦН – 30 равна 17,5 мм, в секциях расположится:
nр=L
(3.17)
lp
где, np – число ступеней, рассчитываемого насоса в двух секциях;
lp – длина одной ступени ЭЦН – 30.
np=6336
17,5
np=362 ступени
Значит в секции № 2 расположится 99 ступеней, а в секции № 5 расположится
263 ступени. Напор одной ступени равен 3,73 м. Общий напор равен
произведению количества ступеней на напор одной ступени:
H=N*h
(3.18)
где, h-напор одной ступени
H=362*3,73
H=1350,26 м
H=1350 м.
Гидравлическая мощность насоса равна:
Nг=Q*H*j
(3.19)
102 *?
где, Q – подача насосной установки;
H – напор насоса
j-относительный удельный вес жидкости
?-КПД насоса;
Q = 30 м3 /сут =3,5*10-4 м3 /с
Н = 1350 м
j=1900 кг/м3
?=0,43
Nг=3,5*10-4 *1350*1300
102*0,43
Nг =15 КВт
Мощность двигателя должна быть:
Nд ? 1,05 Nг,
(3.20)
где Nд – мощность двигателя;
Nг – гидравлическая мощность насоса;
Nд = 1,05*15
Nд=15,8 КВт
По (1) подбираем двигатель, соответствующий условию отраженному в формуле
(3.20):
Двигатель ЭД 20-103
Мощность двигателя Nд=20 КВт.
Момент, передаваемый на рабочее колесо:
Мр.к.=Nдв.
(3.21)
Nz*n
где, Nдв. – мощность подобранного двигателя;
Nz – число рабочих колес, установленных в насосе;
n – число оборотов вала насоса;
Nz =362 ступени
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Мр.к. = 20*103
362*47,33
Мр.к.=1,17 Вт.
Расчет шпонки на смятие производится по формуле (3.15):
?см.= 2Мр.к.
D (h-t)*l
Мр.к.=1,17 Вт.
D=17мм=0,017 м
l=10мм=0,01 м
h=1,6мм=0,0016 м
t=0,8мм=0,0008 м
?см= 2*1,17
0,017(0,0016-0,0008)*0,01
?см.=17205881 Н/м2
?см.=17,2 Мпа
Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из
латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву:
?в=75-95 кгс/мм2
?в=750-950 МПа
Сопротивление смятию находится в пределах Ѕ ?в, запас прочности на смятие
нас удовлетворяет.
3.3.Проверочный расчет шлицевого соединения.
Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле:
?см.=Т
(3.22)
0,75z Асм*Rср.
где, Т – передаваемый вращаемый момент;
z - число шлицев;
Ам – расчетная поверхность смятия;
Rср. – средний радиус шлицевого соединения.
Средний радиус шлицевого соединения определяется как:
Rср.=0,25 (D+d)
(3.23)
где, d-диаметр впадин шлицев, ;
D-максимальный диаметр шлицев;
D=0,017 м
d=0,0137 м
Rср.=0,25 (0,017+0,137)
Rср.=0,007675 м
Расчетная поверхность смятия равна:
Асм.=(D-d-2f)*l
(3.24)
2
где, f-фаска на шлицах;
l-длина контактирующей поверхности шлицевого соединения;
f=0,003 м
l=0,04 м
Асм.= (0,017-0,0137 – 2*0,0003)*0,04
2
Асм.=0,000042 м2
Т=Nдв
(3.25)
n
где, Nдв.- мощность двигателя;
n - число оборотов вала;
Nдв.=20 КВт=20000Вт
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Т=20000
47,33
Т=422,6 Н*м
?см.= 422,6
0,75*6*0,000042**0,007675
?см=291308000 Н/м
?см=291,308 Мпа.
Вал насоса изготовлен из высоколегированной стали.
[?см]вала=500-1100 МПа.
Следовательно, шлицевое соединение, рассчитанное нами и проверенное на
смятие удовлетворяет нашему насосу.
3.4.Расчет вала ЭЦН
Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение
имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие
валы допускают передачу вращения при больших перегибах. По конструкции
различают валы и оси гладкие, фанонные или ступенчатые, а так же сплошные и
полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или
самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при
подсадках с натягом. Полые валы изготавливают для уменьшения массы или в
тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр.
Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродных и легированных
сталей.
Валы рассчитывают на прочность.
Расчет вала на прочность.
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.
Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру
шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала:
?кр=Mкр.max=Mкр.max
(3.26)
Wр=0,2*d3 вн.
где, dвн.=Мкр.max
(3.27)
0,2*?кр
Максимальный крутящий момент:
Мкрmax=Nmax
(3.28)
w
где, N max– приводная мощность двигателя, 13 т;
w= ?*n - угловая скорость, сек;
30
п-частота вращения электродвигателя, об/мин.
Напряжение на кручение определяем по пределу текучести материала ?т.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимаем с коэффициентом
запаса прочности ?=1,5;
?=[?]= ?т = ?т (3.18)
? 2?
Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести ?=750 Мпа.
Насосное соединение валов и некомпенсированные зазоры создают радиальную
нагрузку в 60-130 кг.с, действующую на шлицевой конец вала насоса.
Радиальная нагрузка Р, находится по формуле:
Р1=K[3E*J*?у]
(3.29)
C3
где, К – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров
и равный 0,45-0,85;
Е – модуль упругости материала вала, Па.
J – момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки. М;
?у – стрела прогиба шлицевого конца вала, вызванная неспособнос-
тью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м;
С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м;
Момент инерции вала:
J=?*d4вн.*а*(D-dвн.)*(D+dвн.)*z
(3.30)
64
где, а – ширина шлицы, м;
D – наружный диаметр шлицев, м;
z – число шлицев.
Радиальная нагрузка на вал Р2, зависящая от неравномерной передачи
крутящего момента шлицами малы и ею можно пренебречь.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2*Р, где
Рокр.=2*Мкр.max
(3.31)
dср.
где, D – средний диаметр шлицев.
Р2=0,2*Рокр.
(3.32)
Изгибающий момент на шлицевом конце вала:
Мизгб.max=(Р1+Р2)*b
(3.33)
где, b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р
до проточки под стопорное кольцо, м.
Мизг.max.=(Р1-Р2)*b.
Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба
и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо).
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10
