6. Подбор приводного электродвигателя

Приводной электродвигатель подбирается исходя из значений потребной мощности на валу насоса и частоты вращения вала. Электродвигатель выбирается по любому доступному каталогу (например в [5] и другие) так, чтобы его мощность превышала потребную с некоторым запасом. В пояснительной записке приводятся марка электродвигателя и его основные параметры: мощность, синхронная частота вращения, пусковой момент и габаритные и присоединительные размеры.

7. Компоновка конструкции насоса

Предварительно необходимо, используя литературные источники или техническую документацию, выбрать одну из конструкций насоса в качестве прототипа. Далее следует на миллиметровке в масштабе выполнить эскизный компоновочный чертеж проектируемого насоса, используя все разметы, рассчитанные к этому моменту. Недостающие размеры и основные конструктивные решения принимать, ориентируясь на прототип. В результате этого определяются дополнительные размеры деталей насоса, необходимые для дальнейших расчетов. К ним относятся: а) размеры вала; б) расстояния от рабочего колеса до точек приложения реакций в опорах вала. При этом необходимо учитывать, что точка приложения реакции под радиально-упорным подшипником смещена относительно середины его опорной части, а под радиальным подшипником - располагается посередине.

Отметим также, что при последующей разработке сборочного чертежа следует критически относится к чертежу или рисунку насоса-прототипа. Часто они не соответствуют действующим стандартам, содержат ошибки или носят схематичный характер.

8. Расчет сил, действующих в насосе

8.1 Осевая сила

Причиной возникновения осевой силы является различие давлений жидкости на переднюю и заднюю внешние поверхности рабочего колеса. Направлена осевая сила в сторону меньшего давления, т.е. в сторону всасывающей полости. Точкой ее приложения можно считать точку посередине между указанными поверхностями. Величина осевой силы, зависящей от перепада давлений и площади соответствующих поверхностей рабочего колеса, может быть вычислена по формуле

где D_у = D₀ + (6...16) мм – диаметр гидравлического уплотнения колеса.

В этой формуле второе слагаемое в больших скобках учитывает некоторое падение давления на задней поверхности колеса ближе к оси вращения.

8.2 Радиальная сила

8.2.1 Радиальная сила, возникающая из-за нарушения осевой симметрии потока на выходе из рабочего колеса при работе насоса с неноминальной подачей. Вследствие этого образуются перепады давлений на диаметрально противоположных точках колеса. Рассчитать эту силу с достаточной для инженерных расчетов точностью можно по эмпирической формуле

R_г = k_г [1-(Q/Q_ном)²]  g H D₂ (b₂+2t) ,

где k_r – коэффициент радиальной силы, значение которого выбирается из диапазона 0,28...0,38; t = 3...8 мм – толщина стенки дисков рабочего колеса на выходе.

Расчет силы R_г рекомендуется выполнять для режима работы с подачей Q = 0,5Q_ном.

8.2.2 Центробежная радиальная сила, возникающая из-за дисбаланса (неуравновешенности ротора насоса):

R_ц = M_p r_ост ²,

где M_p – масса ротора насоса; r_ост – остаточный эксцентриситет ротора, т.е. расстояние от его центра масс до оси вращения.

Величина M_pr_ост называется остаточным статическим дисбалансом ротора (оставшимся после изготовления и балансировки ротора). Его значение зависит от точности изготовления и балансировки. Для определения величины r_ост (мм) следует воспользоваться зависимостью

r_ост = К_Б /  ,

где К_Б – класс точности балансировки ротора (мм·рад/с).

Класс точности балансировки может принимать одно из следующих стандартных значений: К_Б = 6,3; 2,5; 1,0; 0,4 мм·рад/с. Учитывая разбалансировку в период эксплуатации, рекомендуется принимать наиболее грубый класс балансировки К_Б = 6,3 мм·рад/с.

В этом подпункте необходимо также определить значение остаточного дисбаланса M_pr_ост, которое затем нужно указать на рабочем чертеже рабочего колеса в единицах измерения г·см или г·мм. Массой M_p задаться, ориентируясь на основные размеры колеса и вала.

8.2.3 Радиальная сила тяжести ротора R_Т.

8.2.4 Расчетную суммарную радиальную силу можно принять равной алгебраической сумме указанных выше сил:

R = R_Г + R_Ц + R_Т ,

и считать, что она приложена в точке на оси вращения посередине длины ступицы рабочего колеса. Допущения, которые при этом приняты (различие характера действия и точек приложения сил), можно считать приемлемыми для инженерной методики расчета, поскольку они идут в запас надежности машины.