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 D_i = 116 мм

Ширина уплотнения l = 20мм

Радиальный зазор в уплотнении b = 0,003∙r_i = 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 = 20^o 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 20^оС (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%