Проектирование центробежного насоса

 

По полученным данным (таблица 1.) строим эскиз гидравлической части насоса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.1. РАСЧЕТ ВАЛА  НА КРИТИЧЕСКУЮ ЧАСТОТУ ВРАЩЕНИЯ.

  Расчет ведём по методике  П.А. Свидерского [4, с.51 - 54]

   При проектировании насосов  и их эксплуатации приходится  уделять особое внимание вопросам  прочности валов ввиду большого  числа оборотов и значительного  расстояния между опорами.

Прочность валов насосов низкого давления, а также среднего и высокого давления, но с небольшим числом рабочих колес (1—2) можно проверять по формуле для расчета нормального трансмиссионного вала, которая может быть получена следующим образом.

Определим крутящий момент, Н∙м

,                                              (28)

       где                              Вт - полезная мощность на валу насоса [см.п.2.1.2];

n = 2900 об/мин - частота вращения вала насоса, тогда крутящий момент,      Н∙м

                                           Н∙м.

 

  Условие прочности вала выражается так:

,

где - допускаемое напряжение на скручивание,

для стали 45 - материала вала = 120 кг/см2;

Wp — полярный момент сопротивления вала, определяемый по уравнению

, тогда

.

Откуда диаметр вала будет равен, мм

 

                                                                                                              (29)

Так как данный диаметр совпадает с полученным ранее (см. п. 2.1.3., d = 14,3 мм), следовательно принятый материал вала - Сталь 45 удовлетворяет условию прочности.

  Также вал насоса должен быть проверен на «критическое число оборотов», причем  известное из задания число оборотов  не должно превышать 70% от пкр.

   Указанная поверка необходима  по следующим соображениям. Если  на длинном и вследствие этого  подверженном  изгибу  валу насоса  находится  рабочие колесо, причем  центр тяжести этого колеса  не совпадает с центром тяжести  вала (что практически вполне  возможно), то под действием центробежной  силы, развивающейся при большом  числе  оборотов вала, в последнем  могут возникнуть такие напряжения, которые вызовут его поломку. Сказанное подтверждает весьма  важное значение тщательной балансировки  вала вместе с насаженными  на него рабочим колесом.

Определим критическое число оборотов, при котором произойдет поломка вала, об/мин

,                                       (30)

где Р - вращающая сила, Н

 

                                                        

 

- вес  колеса, G=9,7 Н, тогда 

 

       nкр = 600*(1153,8 / 9,7)1/2 = 6544 об/мин.

         Так как 0,7*                                          , следовательно выбранные параметры вала удовлетворяют условию «критическое число оборотов».

 

2.2. ВЫБОР ТИПА, РАЗМЕРОВ  И РАСПОЛОЖЕНИЯ ОПОР ВАЛА. УРАВНОВЕШИВАНИЕ  ОСЕВОЙ СИЛЫ КОЛЕСА. ДОЛГОВЕЧНОСТЬ  ОПОР.

2.2.1. Опоры вала.

   В качестве опор принимаем  шариковые подшипники, отличающийся  от подшипников скольжения простотой  смазки.

   Радиальная нагрузка на  подшипники складывается из массы  крыльчатки и вала и центробежной силы, возникающей из-за неполной статической уравновешенности крыльчатки. Кроме того, опоры воспринимают осевую силу давления рабочей жидкости на крыльчатку. Исходя из предварительных конструктивных прикидок принимаем массу крыльчатки Gк = 0,97 кг, массу вала и присоединенных к нему деталей (внутренние обоймы подшипников, фланец привода, стяжные гайки) Gв = 1,5 кг.

Для нахождения масс крыльчатки  и  вала, необходимо, в первую очередь, определить их объемы. Для крыльчатки сперва находим объем параллепипеда в который заключено колесо Vп=D22·b, где D2 – наружный диаметр колеса, b – расстояние между входом колеса и противоположной крайней точкой. Тогда Vп=12,92·4,4=732,2 см3. Условно принимаем объем вырезов, каналов и несплошностей колеса равным половине объема параллепипеда. Тогда объем крыльчатки: Vк= Vп/2=732,2/2=366,1 см3. Исходя из того, что для материала колеса принимаем силумин (ρ=2,65 кг/дм3), то масса его будет равна:

 Gк = Vк·ρ=0,3661·2,65 ≈ 0,97 кг.

 

Аналогичный несложный расчет проводим и для нахождения массы вала-материал сталь(ρ=7,85 г/см3). Исходя из конструктивных прикидок Vв=191 см3. Следовательно, масса вала будет равна: Gв = Vв·ρ= 191·7,85 =1499 г ≈ 1,5 кг.

   Неуравновешенную центробежную  силу крыльчатки можно приближенно  определить по величине статического  дисбаланса. Примем точность статической  балансировки равной 5 г на окружности  крыльчатки. Тогда неуравновешенная  центробежная сила

    Рцб =0,005·ω2∙R/9,81= 0,005·3142∙0,0645/9,81=3,24 кгс

   Максимальная радиальная  сила, действующая на крыльчатку  в плоскости

    расположения ее центра тяжести,

    Р = GK + Pцб =0,97+3,24=4,21 кгс

    Нагрузка на ближайший  к крыльчатке подшипник

                                                        (24)

где l - расстояние от центра тяжести крыльчатки до передней опоры;

L - расстояние между опорами.   

   Нагрузка на второй подшипник

                                              (25)

   Целесообразный диапазон отношения L/l заключен в пределах 1,5 - 2. Ниже этих значений силы R1 и R2 резко возрастают; увеличение L/l свыше 2 мало уменьшает силы, а только вызывает увеличение осевых размеров установки.

   Примем L/l = 1,5. Тогда согласно (24) и (25)

R1 = 1,66 Р = 1,66∙4,21 = 7 кгс;

R2 = 0,66∙P = 0,66∙4,21 = 2,8 кгс.

   Масса вала GB = 1,5 кг распределяется примерно поровну между обоими подшипниками. Следовательно,

R1 = 7 + 0,75 = 7,75 кгс;

R2 = 2,8 + 0,75 = 3,55 кгс.

   С целью унификации принимаем  оба подшипника одинаковыми. Поскольку  задний подшипник нагружен меньше, целесообразно возложить на него восприятие осевых сил, т. е. сделать его фиксирующим.

2.2.2. Уравновешивание осевой силы крыльчатки.

   У открытых крыльчаток  на спинку действует полная  сила гидростатического давления, создаваемого на выходе (в нашем случае р = 1,55 кгс/см2). Сила, действующая в противоположном направлении, значительно меньше, так как давление на диск крыльчатки со стороны лопаток изменяется по квадратичному закону, начиная от вакуума, создающегося во всасывающем патрубке, до 1,55 кгс/см2 на выходе крыльчатки. В результате возникает направленная в сторону всасывания осевая сила, которую можно ликвидировать установкой закрытой двухдисковой крыльчатки с двухсторонним уплотнением и введением разгрузочных отверстий между полостями всасывания и нагнетания (см. рис 2.2.2) При этом гидростатическое давление на крыльчатку полностью уравновешивается, так как с обеих сторон действует одинаковое  давление.

   Помимо гидростатических  сил на крыльчатку действует  сила реакции поворота струи на входе, направленная против всасывания. Однако эта сила невелика и ею можно пренебречь.

   Условие гидростатической  уравновешенности заключается в  том, чтобы диаметры обоих уплотнений  были одинаковыми, а суммарная  площадь разгрузочных отверстий была по меньшей мере равна площади кольцевого зазора в уплотнении;

Принимая диаметр уплотнения Dy = 90 мм, радиальный зазор s = 0,1 мм, число разгрузочных отверстий n = 6 (по числу лопаток), получаем

0,785∙n∙d2≥ n∙ Dy , откуда

d≥√0,05∙Dy=√0,05∙90≥2,12

Принимаем с запасом d = 3 мм.

   Уплотнения выполняем в  виде цилиндрических выступов  на дисках крыльчатки, входящих с зазором в кольца, запрессованные в корпусе насоса. Учитывая возможность попадания грязи на уплотняющие поверхности, кольца выполняем из мягкой бронзы

Рис.15.

Крыльчатка с уравновешенной осевой силой.

2.2.3. Долговечность опор.

  Диаметр вала крыльчатки d = 16 мм, принимаем диаметр ступицы вала под подшипники d = 30 мм и выбираем в качестве опор однорядные шариковые подшипники 106 легкой серии (коэффициент работоспособности С = 13.300) [1,том 2. стр. 205].

Необходимый по заданной долговечности насоса коэффициент работоспособности

        C=R·kσ∙ (n· h)0,3                                            (26)

где R - нагрузка на подшипник (в нашем случае для наиболее нагружённого подшипника R = 7,75 кгс);

kσ - коэффициент режима работы подшипников, принимаем kσ = 1,5;

п -  частота вращения вала, n = 2900 об/мин;

h – расчетная долговечность насоса,

h = ηсм· ηвых· H

где ηсм  - коэффициент сменности, при двухсменной работе ηсм = 0,66;

ηвых  - коэффициент выходных дней, ηвых = 0,7;

Н – номинальный срок службы, Н = 10∙365∙24 = 87600 ч, тогда

h = 0,66∙0,7∙87600 = 40000 ч.

Произведём расчет по формуле (26)

С = 7,75∙1,5∙(2900∙40000)0,3 = 3053.

   Таким образом, выбранные  подшипники с большим запасом удовлетворяют заданной долговечности и обеспечивают значительное увеличение как нагрузки, так и частоты вращения на случай последующего форсирования насоса.

2.2.4. Расстановка опор.

   При выбранном отношении L/l = 1,5 расстояние между опорами всецело зависит от величины l вылета центра тяжести крыльчатки относительно передней опоры. Последнюю величину определяет условие размещения уплотнений между передним подшипником и гидравлической полостью насоса. Исходя из конструктивных прикидок принимаем длину уплотнения равной 25 мм, а расстояние между торцом уплотнения и плоскостью расположения центра тяжести крыльчатки 43 мм. Ширина подшипника 12 мм. Общая длина вылета    l = 25 + 43 + 6 = 74 мм и расстояние между опорами L = 1,5∙l ≈ 111 мм.

Итогом данного этапа проектирования является эскиз вала крыльчатки с расположением опор.

 

Рис.16.

 Расстановка опор вала.

 

2.3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ  ВЫХОДНЫХ УЛИТОК И ВЫБОР ИХ  КОНСТРУКТИВНОГО ИСПОЛНЕИЯ.

   Проектирование улиток начинаем  с выбором основной схемы расположения их сечений. Сечения улиток можно расположить так, чтобы крайние внутренние точки сечений находились на одинаковом расстоянии от окружности крыльчатки. Центры сечений располагаются по спирали, уравнение которой

а крайние наружные точки сечений по спирали

где D2 - диаметр крыльчатки;

m - расстояние внутренних точек сечений от окружности крыльчатки;

d0 -диаметр выходного сечения улитки;

ρ, ρ1, φ - текущие координаты.

   Конструкция такой спиральной  улитки с разъемом в плоскости  симметрии сечении (рис. 17-а) обладает  хорошими гидравлическими качествами,   обеспечивает простую, бесстержневую формовку и удобную зачистку внутренних полостей улиток.

   Недостатки конструкции  следующие:

• плоскость разъёма  пересекает выходные патрубки улиток; на фланцах выходных патрубков и в узлах соединения с отводными трубопроводами образуется трудноуплотняемый Т-образный стык;
• половины улитки можно зафиксировать одну относительно другой только контрольными штифтами; центрирование цилиндрическими буртиками исключено;
• радиальные размеры улитки получаются большими [при т = 15 мм максимальный размер (без выходных патрубков) равен 365 мм].

 В конструкции на рис.17-б улитка выполнена в виде целой отливки. Крыльчатку монтируют через отъёмную крышку. Выходные патрубки целые. Крышку центруют относительно корпуса цилиндрическим буртиком. Размеры улитки несколько уменьшаются благодаря устранению периферийного фланца (максимальный размер 325 мм). Гидравлическая полость крыльчатки закрытая и формуется с применением стержней. Зачистка стенок гидравлической полости возможна только гидрополированием (струей воды с взвесью абразива).

   В конструкции на рис.17-в наружные  точки сечений расположены по  окружности радиуса, равного наименьшему начальному радиусу улитки. По направлению к выходу центры сечений постепенно смещаются к оси насоса, располагаясь по спирали:

                                                                     (27)

где D0  -  наружный диаметр улитки;

 

d0 - диаметр выходного сечения улитки.

   На последних участках  улитки крыльчатка вместе с  ограничивающими ее стенками  корпуса вдается в сечение  улиток. Габаритный размер улитки  резко уменьшается (295 мм). Разъем  осуществляется по, плоскости симметрии  сечений улитки. Половины улитки  центрируются цилиндрическим буртиком (прерванным на участках расположения выходных патрубков). Выходные патрубки пересечены плоскостью разъема.