Содержание
1. ОПИСАНИЕЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
2. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙРАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА НЦВС40/30
2.1 Расчет основных параметров насоса
2.2 Определение основных размероврабочего колеса
2.3 Профилирование канала рабочегоколеса в меридиальном сечении
2.4 Профилирование лопаток рабочегоколеса
2.5 Расчет спиральной камерыкругового сечения
2.6 Подвод жидкости к рабочему колесу
2.7 План скоростей потока жидкостейна входе и выходе рабочего колеса
2.8 Определение осевых сил и выборустройства для уравнения осевых сил
2.9 Расчет объемных потерь
2.10 Расчет мощности электродвигателя
2.11 Построение напорныххарактеристик
2.12 Выбор материалов для основныхчастей насоса
3. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА ПРОЧНОСТЬ
3.1 Расчет на прочность вала насоса
3.2 Пример расчета на прочность валанасоса типа НЦВ 40/30
3.3 Проверка прочности шпоночногосоединения
3.4 Расчет колеса насоса на прочность
3.5 Расчет лопатки рабочего колеса напрочность
3.6 Расчет прочности корпуса насоса
4. ЭКСПЛУАТАЦИЯ И ОБСЛУЖИВАНИЕЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА НЦВ 40130
5. НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯБАЛЛАСТНОЙ СИСТЕМЫ
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Описаниецентробежного насоса НЦВС 40/30Подача насоса
М3/ч 40 Напор М 30±3% Давление на входе в насос МПа 0,15 Тип эдектродвигателя В П32М Мощность электродвигателя кВт 11 Напряжение V 220 Частота вращения
Мин-1 3000 Исполнение электродвигателя В3 Внешняя утечка через уплотнения Л/2 3 Кпд насоса % не менее 50 Масса сухого насоса кг 210 Кавитационный запас М 4 Коэффициент быстроходности 121 Перекачиваемая среда пресная: морская вода
Размеры
-Высота длина агрегата
-Диаметр входного патрубка
-Диаметр выходного патрубка мм 750 мм 80 мм 80
Конструкция и принципработы насоса
Электронасос представляетсобой моноблок, состоящий из одноступенчатого центробежного насоса иэлектродвигателя.
Центробежный насос состоитиз корпуса, крышки, колеса, фонаря, узла уплотнения.
Корпус насоса прикрепленк фонарю, который прикреплен на фланец электродвигателя.
Рабочее колесо насаженона удлиненный конец электродвигателя и укреплено по средствам шпонки, шайбы игайки рабочего колеса.
Вал электродвигателязащищен от подноса сальниковой набивкой, защитной втулкой.
Подвод перекачиваемойжидкости осевой. С помощью колена его можно сделать радиальным.
В крышке корпусаустановлено мягкое или торцовое уплотнение, к которому из напорной полостиподводится жидкость для образования гидравлического затвора и охлаждения.
Крепление электронасоса ксудовому фундаменту. Осуществляется одним из трех видов фундамента: нижнем,среднем, боковом.
На электронасосзакреплена стрелка, указывающая вращение вала. Принцип работы насосазаключается в следующем:
— Жидкость получаетдвижение от непрерывного вращения рабочего колеса, под действием центробежнойсилы, развивающейся в колесе, при его вращении, отбрасываются от центра колесак периферии, перемещать вдоль лопаток, поступает в спиральный отвод, а из негов напорный патрубок.
Электронасос работаетпри снижении подачи до 10% от номинальной и увеличении подачи до максимальной.С учетом допускаемой нагрузки электродвигателя и без кавитационной работы.
2.Гидравлический расчет проточной части центробежного насоса НЦВС 40/30
2.1.1Расчет основныхпараметров насоса
Выбор системы насосаопределяется коэффициентом быстроходности по формуле
/> />
/> — угловая скорость С-1
h = частота вращения, мин-1
QS – подача, м3/с
H – напор, дм/кг
ηS = />
Практика показывает, чтокоэффициент быстроходности (ηS) судового насоса с удовлетворительным КПД должен бытьв пределах:
ηS = 80-150; />.
В нашем случае принимаем:
/> (Рис. 2.1.)
2.1.2 Критическийкавитационный запас энергии определяется по формуле:
/> дм/кг, где
g – ускорение сил тяжести, м3/с
ρ – плотность перекачиваемой жидкости,кг/м3
Ра – давлениена выходе, Па
Рn – давление парообразование призаданной температуре, Па
А – коэффициент запаса
HBc-геометрическая высота всасывания, м
hTn — гидравлические потери в прямомтрубопроводе, Дм/кг
А = 2; Н = 4 м; Ра = 9,8 · 104 Па;
Принимаем
hТn= 15 дм/кг
/> дм/кг
2.1.3 Максимально допустимая частота вращенияопределяется по формуле
/> мин-1, где
Скр –кавитационный коэффициент быстроходности, выбирается в зависимости от nS: для циркулярного насоса Скр= 1000÷Q1 – принимаем равным QTk имеет колесо с одностороннимвсасыванием.
/> мин-1
Рабочая частота меньшемаксимальной.
2.1.4 Приведенный диаметр входа в колесо определяетсяпо формуле:
/> мм
D1прав – mm
n= мин-1
D1прав = 4 · 103 · />= 61,9 мм
2.1.5 Гидравлический КПД насосаопределяется по формуле Ламакина А. А.
/>, где
D1прав – мм
/>
2.1.6 Объемный КПД насоса определяется поформуле
/>
/>
2.1.7 Максимальный КПД насоса
Механический КПД насосапринимается:
/>
Принимаем ηмех=0,95
2.1.8 Полный КПД насоса
/>
/>
2.1.9 Мощность, потребляемая насосом(колесом)
/> кВт
/>вт
2.1.10 Мощность на валуэлектродвигателя с учетом 10% запаса
NДВ=1,1·N кВт
NДВ=1,1·4425,69=4868,26 вт
2.2 Определение основныхразмеров рабочего колеса
2.2.1 Крутящий момент навалу насоса.
/> Н, М, где (2.10)
η– обороты валанасоса, Мин-1
/> кгс · м = 26,13 Н.М
2.2.2 Диаметр вала насоса
/> М., где
Zкр – допускаемое значение напряжения накручение для стальных валов, Zкр= 130 кг/см2
/> см
2.2.3 Диаметр вала сучетом шпонки, определяется dв
dв= 3,2 см = 0,032 м
2.2.4 Концевой диаметрвтулки колеса
dвт=(1,25 – 1,45) · dв мм
dвт=(1,35 ·0,032) = 0,0432 м
2.2.5 Расчетнаяпроизводительность колеса с учетом потерь
/>
/>
2.2.6 Скорость жидкостиво входе сечений рабочего колеса в первом приближении определяется по формулеРуднева С. С.
/> м/с, где
Q´ — м3/с
η – мин-1
/> м/с
2.2.7 Диаметр выхода вколесо
/> (м)
D0=0,6192 + 0,04322 = 0,0755 м
2.2.8 Окончательнаяскорость выхода:
/> м/с
/> м/с
2.2.9 Радиус среднейточки входной кромки лопатки:
/> м
/> м
2.2.10 Меридиальнаясоставляющая абсолютной скорости потока до стечения сечения лопасти принимаетсяравной скорости на выходе:
С´м= с0=3,82 м/с
2.2.11 Ширина водногосечения канала в меридиальном сечении определяется из уравнения неразрывности:
/> м
2.1.12 Коэффициентсмещения сечения телом лопаток:
К1= 1,1 – 1,15
Принимаем К = 1,15
2.2.13 Меридиальнаясоставляющая абсолютной скорости с учетом стеснения сечения телом лопаток:
Сm1 = K1 · C´m м/с
Сm1 = 1,15 · 3,82 = 4,39 м/с
2.2.14 Переноснаяскорость при входе в кольцо:
/> м/с
U1 = 3,14 · 0,0,3 = 9,42 м/с
2.2.15 Входной угол безударного поступления потока на лопатку определяется по формуле:
/>
/>
Β1.0 =27°
2.2.16 Угол атаки (уголмежду направляющим β1.0 лопатки и относительной скоростью W1).
Для уменьшениягидравлических сил, потерь в области рабочего колеса и увеличении егокавитационных свойств при проектировании насосов принимают угол атаки, равный:
δ = 3: 8°
Принимаем: δ = 7°
2.2.17 δ и β1.0определяем входной угол наклона лопатки.
β1 = β1.0 + δ
β1 = 27+7=34°
2.2.18 Геометрическийнапор колеса
/> дж/кг
/>дж/кг
2.2.19 окружная скоростьв первом приближении
/> м/с, где
Кu2 – коэффициент отношения окружной составляющейабсолютной скорости при выходе потока из колеса U2. Принимаем Кu2= 0,5
/> м/с
2.2.20 Наружный радиусколеса в первом приближении
/> м
/> м
2.2.21 Меридиальнаясоставляющая абсолютной скорости потока на выходе из колеса без учетастеснения:
/> м/с
/> м/с
2.2.22 Коэффициентстеснения потока сечения лопатки на выходе из колеса:
К2 = (1,05 –1,1) = 1,1
2.2.23 Отношениеотносительных скоростей входа и выхода принимаются равными.
W1/W2 = 1,15
2.24 Угол выхода лопаткиопределяется по выбранному отношению: />,
относительно скоростей поформуле:
/>
/>
Для современных насосовβ2 = 17 — 30°
2.2.25 Наиболее выгодноечисло лопаток
/>
/>
Z = 6 лопаток
2.2.26 Коэффициент ψопределяется по формуле:
Ψ = (0,55 – 0,65) +0,6· sinβ2
Коэффициент в скобкахзависит от шероховатости проточной части рабочего колеса.
Ψ = (0,55 – 0,65) +0,6· sin26° = 0,808
2.2.27 Поправочныйкоэффициент, учитывающий конечное число лопаток, определяется по формуле:
/>
2.2.28 Расчетный напор
Н∞(1+Р)·НТ Дж/кг
Н∞(1+0,41)·357,1=528,89 Дж/кг
2.2.29 Меридиальнаясоставляющая скорости потока cучетом стеснения телом лопатки на выходе:
/> м/с
/> м/с
2.2.30 наружный радиусрабочего колеса
/> м
2.2.31 Наружный диаметррабочего колеса
D2 = 2 · R2 м
D2 = 2 · 0,077 = 0,154 м
2.2.32 Ширина каналарабочего колеса на выходе
/> м
/>
2.2.33 Толщина лопаткирабочего колеса выбирается в интервале δ = 2 – 9. Выбираем δ = 5 mm.
2.2.34 Проверкапредварительно выбранных коэффициентов стеснения сечения телом лопаток
/>
/>
/>
/>
2.2.35 Относительнаяскорость на входе
/>
/> м/с
2.2.36 Относительнаяскорость на выходе
/>
/> м/с
2.3 Профилирование каналарабочего колеса в меридиальном сечении
Применяется линейныйзакон изменения С´m1 до значения С´m2 в функции от радиуса R.
Rвх=0,03 м = R1
Rвых=0,077 м = R6
/>
/>
Cmвх= 3,82 м/с
Cmвых= 3,06 м/с
Закон изменения шириныканала Bi в зависимости от Сmi имеет вид:
/>
Изменение Cmi от Ri и Bi от Сmi и Ri как Сmi = f(R1) и Bi = f(Cmi; R1)
Можно изменить втабличной форме. (табл. 2.3.1.)
Таблица 2.3.1.Профилирование канала рабочего колеса№
Ri (м)
Сmi (м/с)
Вi (м) 1 0,03 3,799 0,016 2 0,0394 3,611 0,0128 3 0,0448 3,435 0,0109 4 0,0582 3,259 0,0096 5 0,0676 3,083 0,0087 6 0,077 2,906 0,0081
2.4 Профилированиелопаток рабочего колеса
Для создания болееблагоприятных условий для безотрывного протекания контура лопатки потокомпринимают линейный закон изменения относительной скорости W в зависимости от радиуса колеса R1
W = f(R)
Wвх = W1 = 10,5 (м/с)
Wвых= Wc = 9,1 (м/с)
Закон изменения W от К имеет вид
W = 9,9 – 3,23 · R1
Имея функцию лопатки W = f(R) и Cmi = f(R) и значениежидкости лопатки δ1, можно определить угол наклона лопатки:
/>,
где />.
Зависимость угла наклоналопатки от меридиальной составляющей абсолютной скорости и радиуса будет иметьвид:
/>
Приращение центральногоугла
/>,
где d · Ri – приращение радиуса
βiи βi + 1 – значение подынтегральнойфункции в начале и конце участка
Δφi – приращение центрального угла.
Значение центральногоугла определяется интегрированием:
/>
Суммарное значениецентрального угла определяется по формуле
/>
Расчет профиля лопаткисводим в таблице 2.4.1.
Таблица 2.4.1. Расчетпрофиля лопатки№ 1 2 3 4 5 6
Ri 0,03 0,039 0,048 0,058 0,0676 0,077 B 0,016 0,0128 0,1092 0,0096 0,0087 0,0081 C´m 3,799 3,611 3,495 3,959 3,083 2,906 W 10,5 10,22 9,94 9,66 9,38 9,1 C´m/W 0,362 0,553 0,346 0,337 0,329 0,319 T 0,031 0,0412 0,0511 0,0609 0,0707 0,0806 δ
5 · 10-3
5 · 10-3
5 · 10-3
5 · 10-3
5 · 10-3
5 · 10-3 δ /t 0,159 0,1213 0,097 0,082 0,0707 0,062
/> 0,521 0,474 0,444 0,419 0,3997 0,381
β0 31,4 28,29 26,35 24,78 23,56 22,39 tgβ 0,61 0,54 0,49 0,46 0,44 0,41
ΔR´i 0,009 0,009 0,009 0,009 0,009
/> 50,82 44,41 39,59 35,49 32,65 31,68
Δφi = ΔRi +/> 0,42 0,37 0,33 0,31 0,297
/> 24,07 45,29 64,2 81,97 99
/> 0,42 0,79 1,12 1,43 1,727
/> 47 41,8 37,35 33,62 31,68
Исползуя полученныезначения строим профиль лопаток (см. рис. 2.3.).
2.5 Расчет спиральнойкамеры кругового сечения
2.5.1 радиус контрольнойцилиндрической поверхности охватывающей колесо на некотором расстоянии,достаточном для выравнивания пульсации скорости вызываемой конечным числомлопаток в колесе, находится по формуле:
/> м
/> м
2.5.2 Ширина входа вспираль с учетом осевого приращения колеса
/> м
/>
2.5.3 Радиус круговогосечения спиральной камеры
/>,
где k – коэффициент, который находится поформуле
/>
Радиус спиральной камерыопределяется для восьми сечений, для различных значений угла φ, которымзадается. Расчет радиусов ведем в табличной форме (табл. 2.5.3.).
Таблица 2.5.3.Расчетрадиусов№ φ°
/>
/>
/>
/>/> ρ
R0=R3+ρмин
Rc=R3+2ρ 1 2 3 4 5 6 7 8 I 45° 0,0002 0,0004 0,000032 0,005649 0,00585 0,08515 0,091 II 90° 0,0004 0,0008 0,000064 0,00799 0,00839 0,08769 0,9608 III 135° 0,0006 0,0012 0,000095 0,00979 0,01039 0,08969 0,10008 IV 180° 0,0008 0,0016 0,000128 0,011299 0,012099 0,091399 0,103498 V 225° 0,001 0,0021 0,00016 0,012634 0,01363 0,09293 0,10656 VI 270° 0,0012 0,0024 0,00019 0,013839 0,01504 0,09434 0,10938 VII 315° 0,0014 0,0026 0,000223 0,014948 0,016348 0,095648 0,111996 VIII 360° 0,0016 0,0032 0,000255 0,01598 0,01758 0,09688 0,11946
2.6 Подвод жидкости крабочему колесу
Форма подводящего каналак рабочему колесу оказывает существенное влияние на равномерное распределениескоростей на входе в колесо, а так же на КПД и кавитационные качества. Приконсольном расположении рабочего колеса наилучшим типом подводящего каналаявляется осевой конический патрубок (конфузор), который, сужаясь по направлениюк колесу, обеспечивает повышение скорости потока на 15-20% равномерныйассиметричный поток на входе в колесо. Размер входного патрубка определяется посечению всасывающего патрубка, который рассчитывается, исходя извеличиныдопускаемых гидравлических сопротивлений. Для насосов повышенной быстроходностив патрубке устанавливается втулка обтекаемой формы, соединяется с ним плоскимиребрами, что обеспечивает отсутствие закручивания потока на входе в рабочееколесо.
Для насосов, вал которыхопирается на подшипники с двух сторон рабочего колеса, применяется спиральныйподвод.
2.7 План скоростей потокажидкостей на входе и выходе рабочего колеса
Характеристика потока влюбой точке определяется величиной и направлением скоростей, для чего долженбыть построен план, или треугольник скоростей. Абсолютная скорость частицыжидкости в каждой точке колеса при его вращении складывается из переноснойокружной скорости колеса и относительной скорости по лопасти колеса.
Построение треугольникаскоростей ведется на профиле лопатки (рис. 2.5.)
2.8 Определение осевыхсил, выбор устройства для уравнения осевых сил
2.8.1 Гидравлическаясила, действующая на рабочее колесо:
/>,
где θ – объемныйвес, кг/м3; γ = 1000 кг/м3
k = r0+d1 м,
где r0– радиус входа в колесо
d – толщина обвода колеса на выходе, d = 7-10 мм
d = 7,5 мм
rBT = (1,12 – 1,5) · 0,071 = 0,0132 –0,0165
Принимаем
rBT = 0,016
HiТпот = ρ · H17 м.вод.ст
HiТпот = 0,7 · 35,71 = 25,48 м.вод.ст
/> Н
2.8.2 Сила реакции,возникающая от изменения направления движения воды в рабочем колесе.
/> Н,
где С0–скорость входа, м/с
/> Н
2.8.3 Дополнительнаяосевая сила возникающая при аварийном износе переднего уплотнителя определяетсяпо формуле Ломакина А. А.
/> (Н),
где r2 – наружный радиус рабочего колеса, м
U2 – окружная скорость колеса, м/с
r1 – радиус входа с учетом толщины обвода, м
ℓ — длинащелевого уплотнения, м; ℓ = 10 ÷ 25 мм.
Принимаем ℓ = 20 мм.
/> Н
2.8.4 Результирующаягидравлическая осевая сила
P = p1 + p3 + p2 (H)
Р = 662,51 + 129,1 — 35,1= 756,56 Н
2.8.5 Управление рабочихколес одноступенчатых насосов чаще всего выполняется с помощью разгрузочныхотверстий в задней стенке колеса. Этот способ управляющей осевой силы состоит втом, что плоскость за задней стенкой рабочего колеса, образованнаянеуравновешенной его площади и стенкой корпуса насоса, соединяется с всасывающей полостью колеса или насоса.
2.9 Расчет объемныхпотерь
2.9.1 Потенциальный напорв рабочем колесе
Нпот= ρ ·Нiт (дж/кг)
Нпот= 0,7 ·357 = 249,97 дж/кг = 25,48 м.вод.ст.
2.9.2 Перепад напора наконцах уплотнения рабочего колеса определяется по формуле:
/> (дж/кг)
R2 – диаметр выхода из насоса, мм
R1 = R0+ d
D – толщина отвода на выходе, d = 5,5 мм
/> дж/кг = 25,34 м.вод.ст.
2.9.3 Величинарадиального зазора
B1 = 0,35 мм
Максимально допустимыйзазор определяется по формуле:
В = 0,3 + 0,04 · Ду, мм,
где Ду – диаметруплотнения, Ду = 0,09
В = 0,3 + +0,04 · 0,09 = 0,3 мм
2.9.4 Длина щелиуплотнения
ℓ = (10 – 25), м
Принимаем ℓ = 20
2.9.5 Коэффициентсопряжения
ℓ = (0,04 – 0,07) = 0,05 м
2.9.6 Коэффициент расхода
/>
2.9.7 Утечки в уплотнениирабочего колеса
/>, м3/ч
/> м3/ч
/>
2.9.8 Расчет уточненногообъемного КПД.
/>
/>
2.10 Расчет мощностиэлектродвигателя
2.10.1 Полный уточненныйКПД
/>
/>
2.10.2 Мощность колеса
/>, Вт
/> Вт
2.10.3 Мощность двигателяс учетом 10% запаса
/>, Вт
/> вт
2.11 Построение напорныххарактеристик
2.11.1 Для построениянапорных характеристик определяем коэффициент циркуляции
/>,
где ψ – коэффициент
Z – число лопаток
D1 – приведенный диаметр входа в колесо, м
D2 – диаметр колеса, м
/>
2.11.2 Уточненнаятеоретическая передача
/>, м3/с
/> м3/с
2.11.3 Теоретическийнапор известен
Нт = 36,4 м.вод.ст.
2.11.4 Напорнаяхарактеристика насоса с бесконечным числом лопаток есть прямая в осях Q и Н.
При Qт∞ = 0; Нт∞ = />/g = 24,182/9,81 = 59,6 м.вод.ст.
При Qт∞ = 0,0116; Нт∞ = Нт/k = 36,4/0,826 = 44,7 м.вод.ст.
2.11.5 Напорнаятеоретическая характеристика насоса с точным числом лопаток тоже есть прямая.
Определим коэффициентыэтой прямой.
При Qт∞ = 0; Нт∞ = />· k/g = (24,182/0,826)/9,81 = 48,5 м.вод.ст.
При Qт = Qт∞; Нт = К · Нт∞= 36,4 · 0,826 = 30,1 м.вод.ст.
2.11.6. Гидравлическиепотери в рабочем колесе зависят от величины подачи Qn и определяется по формуле:
/>м.вод.ст.,
где η2 –гидравлический КПД
Нт –теоретический напор, м.вод.ст.
Qтi –теоретическая подача, м3/с
QТнап — номинальная подача, м3/с
2.11.7 Гидравлическиепотери на удар при входе потока на лопатки рабочего колеса определяется поформуле:
/> м.вод.ст.,
где Н – напор, м.вод.ст.
К – коэффициентциркуляции
U2 – окружная скорость
g – ускорение силы тяжести, м/с2
Нок/Н1= 1
/> м3/с,
где Нок –напор при закрытой крышке.
Значение величины h2 = f(QTi) приведены в таблице 2.11.
Таблица 2.11.1. Гидравлическиепотери
Значение подачи
QTi · 10-3 m3/с
Гидравлические потери рабочего колеса h1 м.вод.ст.
Суммарные потери на удар при выходе h2 м.вод.ст.
Суммарные гидравлические потери
hΣ = n1 = n2 24 24 1,45 0,06 15 15,114 2,9 0,238 8,8 9,2 4,35 0,536 6,56 7,5 5,8 0,952 4,24 6,075 7,25 1,488 2,51 5,37 8,7 2,143 0,98 5,12
2.12 Выбор материалов дляосновных частей насоса
Выбор марок материаловпроизводится по Белинову И. С. Справочник технолога механосборочного цехасудового завода «Транспорт», 1969 г.
2.12.1 Принимаем материалвала сталь марки 40х30 ГОСТ 5632-72
2.12.2 Принимаем материалкорпуса и крышки, чугун марки С4 21х40
2.12.3 Принимаем материалрабочего колеса марки Бр. ОЦСН 3-7-5-1 ГОСТ 613-65
2.12.4 Патрубкиизготовлены из бронзы Бр. ОЗЦ 7С5Н1 пригоден к эксплуатации 1000-12000 часов.
3. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ НАСОСАНА ПРОЧНОСТЬ
3.1 Расчет на прочностьвала насоса
Так как вал насосанаходится вертикально, то расчет ведется только на растяжение-сжатие икручение.
3.1.1 расчет нарастяжение – сжатие заключается в определении продольных сил N; нормальных напряжений δ иперемещений δ. Для этого строим их эпюры (СМ. РИС. 3.1.).
3.1.2 Определение осевойсилы
Рос = Р – Рk, Н
где Р – осеваягидравлическая сила
Рk – вес колеса
Рk = мk · g,
где g – ускорение силы тяжести, м/с2
мk – масса колеса, кг
мk = Vk · gмк, кг,
где gмк – плотность материала колеса
Vk – объем материала колеса
3.1.3 На вал так же будетдействовать собственная сила тяжести G, которая определяется по формуле:
G = mв · g, Н,
где mв – масса вала, кг
mв = vв · ρmв, кг,
где vв – объем вала
ρmв – плотность материала вала
vв = (πd2/4)ℓв,
где d – диаметр вала
3.1.4 Нормальноенапряжение определяется по формуле
Δ = N/F, Мпа,
где N – продольная сила
F – площадь поперечного сечения
3.1.5 Определениеперемещений начинают от подвального корпуса (сверху)
δ = δ · ℓ/Е,мм (3,8),
где δ – нормальноенапряжение, Па
ℓ — длинаучастка вала
Е – модуль Юнга(для стали Е = 206 · 103 Па
3.1.6 Расчет на кручениезаключается в определении крутящих моментов М1 напряжений /> и угловповорота φ, для этого строят их ЭПЮРЫ (см. рис. 3.2).
3.1.7 Определениекрутящего момента определяют по формуле:
/>,
где Nдв – мощность двигателя
W – угловая скорость, Рад-1
3.1.8 напряжениеопределяется по формуле:
/>, мпа,
где Мкр –крутящий момент
Wр определяют по формуле.
3.1.9 Угол поворотаопределяется по формуле:
/>,
Где mk – крутящий момент
С – модуль сдвига:(С= 0,4Е = 82,4 · 103 Па)
Ур –полярный момент инерции сечения
/>
3.1.10 Построение ЭПЮРпеременных δ и углов поворота φ необходимо начать сверху.
3.1.11 Выбираем жесткоесечение, т.е. сечение в котором δ и /> достигают своих максимальныхзначений.
3.1.12 Расчет предельнодопустимых напряжений в опасных сечениях
/> мПа (3.13)
/> мПа, (3.14)
где />и /> — соответствующиепределы тягучести по предельным и касательным напряжениям, мПа
στ= 650 мПа
τt = 0,5στ = 377мПа
ε –коэффициент, учитывающий влияние характеристик размеров вала на его прочность.
3.1.13 – рассчитываюткоэффициент запаса статической прочности в опасных сечениях:
— от действий нормальныхнапряжений:
/>,
где σт и στ – предельно допустимое ирасчетно-нормальные напряжения, мПа.
— от действия касательныхнапряжений:
/>
где τг иГτ – предельно допустимое и расчетно-касательное напряжения,мПа.
— от их совместногодействия:
/>
3.1.14 Проверяют условиястатической прочности. Коэффициенты запаса статической прочности (nσ, nτ, n)должны быть не меньше допустимого значения nг, которое выбирают в зависимости от пластичности сталиматериала.
См. Ломеник А. А.«Центробежные и осевые насосы». Машиностроение, М-Л, 1966, стр. 32.
3.2 Пример расчета напрочность вала насоса типа НЦВ 40130
3.2.1 Определяем массуколеса по формуле 3.3.
/> кг
3.2.2 Определяем весколеса по формуле 3.2.
/> Н
3.2.3 Определяем осевыесилы по формуле 3.1.
/> Н
3.2.4 Строим ЭПЮРЫпродольных сил N с помощью формул3.4, 3.5, 3.6.
Сечение I-I 0 ≤ х ≤ ℓ1
Х = 0; N = 0
/> /> H
Сечение II-II 0 ≤х ≤ ℓ2
Х = 0; N = 0,25 + Рос = 0,25 +731,57 = 731,82 Н
х = ℓ2 = 0,005 м; N = 731,82 + g · ρg· π · d2 · ℓ2/4 = 9,81 · 7900 · 3,14 · 0,012 ·0,002/4 = 731,86
Сечение III-III 0 ≤ х ≤ ℓ3
Х=0; N = 731,86 Н
х = ℓ2 = 0,054 м
/> Н
Сечение IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ4
Х = 0; N = 733,16 Н
х = ℓ2 = 0,094 м
/> Н
3.2.5 Строим ЭПЮРнормальных напряжений с помощью формулы.
Сечение I-I 0 ≤ х ≤ ℓ1
Х = 0; δ = 0
х = ℓ1 = 0,02 м; /> мПа
Сечение II-II 0 ≤х ≤ ℓ2
Х=0; /> мПа
Сечение III-III
Х=0; /> мПа
х = ℓ3/> мПа
Сечение IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ4
Х=0; /> мПа
х = ℓ4 =0,094 /> мПа
3.2.6 Строим ЭПЮРЫперемещений с помощью формулы 3.8.
Сечение IV-IV 0 ≤ х ≤ ℓ4
Х=0: δIV-IV = 0,91 · 106 · 0,09/206 · 109 = 0,53 ·10-6 м
Сечение III-III 0 ≤ х ≤ ℓ3
Х=0: δIII-III = 0
х = ℓ3 =0,054 δIII-III = 1,93 · 106 · 0,054/206 ·109 = 0,41 · 10-6 м
Сечение II-II 0 ≤х ≤ ℓ2
Х=0: δII-II = 0
х = ℓ2 =0,002 δII-II = 6,47 · 106 · 0,002/206 ·109 = 0,16 · 10-6 м
Сечение I-I 0 ≤х ≤ ℓ1
Х=0: δI-I = 0
х = ℓ1 =0,022 δI-I = 244 · 0,022/206 · 109 =0,1 · 10-6 м
3.2.7 Абсолютноеудлинение складывается из относительных по формуле:
/> (3.18)
δ4 =δIV-IV = 0,53 · 10-6 м
δ3 =δIV-IV + δIII-III =0,53 · 10-6 + 0,41 · 10-6 = 0,94 · 10-6 м
δ2 =δIIII-III + δII-II= 0,94 · 10-6+ 0,16 · 10-6 = 1,1 · 10-6 м
δ1 = δIII-II + δI-I = 1,1 · 10-6 + 0,0001 · 10-6 = 1,1001 · 10-6 м
3.2.8 Строим ЭПЮРЫкрутящих моментов м с помощью формул 3.9 и 3.10.
Сечение II-II и I-I исключаются, т.к. момент преломленияв сечении III-III.
Сечение III-III:
/> мПа
Сечение IV-IV: /> мПа
3.2.9 Строим ЭПЮРЫ угловповорота φ с помощью формул 3.11 и 3.12.
Сечение III-III: φIII-III = 19,12 · 0,044//>рад
Сечение IV-IV: φIV-IV= 19,12 · 0,09//>рад
3.2.10 Аналогичноабсолютному удалению
/> рад
3.2.11 Опасными сечениямиявляются III-III и II-II, т.к.δII =6,4 мПа δIII= 1,93 мПа τIII=9,15 мПа
3.2.12 Определяемпредельно допустимые напряжения по формуле:
/> мПа
/> мПа
/> мПа
3.2.13 Коэффициентстатического запаса прочности в опасных сечениях:
— от действия нормальныхсил по формуле:
/> мПа
/> мПа
— от действия касательныхсил по формуле:
/>мПа
— от их совместногодействия по формуле:
/>
3.2.14 Проверка условийстатической прочности определяют отношением />:
/>
Для прочих материалов:
/>
Коэффициент запасастатической прочности (ηδ;ητ; η) не менее допустимого ητ, следовательно валудовлетворяет условиям статической прочности.
3.3 Проверка прочностишпоночного соединения
В зависимости от диаметраи толщины ступицы выбираем шпонку с параметрами шпона 10х6х36 ГОСТ 23860-78.
3.3.1 Направление силыстеснения:
/>, Н/мм2,
где ℓ — длинашпонки, ℓ = 36 мм
n – высота шпонки, n = 10 мм
b – глубина шпонки паза, b = 5 мм
t – ширина шпонки
/> мПа
3.3.2 Допустимыенапряжения
/>
Условие прочностивыполнено.
3.4 Расчет колеса насосана прочность
Расчет прочности включаетв себя расчет на прочность ступицы, а также расчет на прочность лопаткирабочего колеса.
3.4.1 Расчет на прочностьступицы колеса.
3.4.1.1 Усилия в контактес передающей шпонкой определяется по формуле:
/>
Z – число шпонок, Z = 1
b – ширина шпонки, b = 6 мм
/> Н
3.4.1.2 Площадьповерхности рабочего контакта определяется по формуле:
FCm = L· b1, мм2
где L – длина шпонки, L = 28 мм
FCm = 28 · 6 =168 мм2
3.4.1.3 Напряжение сжатияв ступице колеса определяется по формуле:
/> мПа
/> мПа
3.4.1.4 Запас прочностидля ступицы колеса определяется по формуле:
/>,
где στ– предел текучести материала.
Для стали Ст45 στ= 290 мПа
/>
3.5 Расчет лопаткирабочего колеса на прочность
3.5.1 Напряжение влопасти от расчетного перепада давления напора определяется по формуле,
где /> — расчетный перепаддавления, />=11,85
b – ширина лопатки, b = 12 мм
δ – толщиналопатки, δ = 3,5 мм
Напряжение лопастирассчитывается по трем точкам: на входе, среднем диаметре, выходе:
/> мПа
Напряжение в лопасти отрасчетного перепада давлений напора во всех трех точках одинаково.
3.5.2 Нагрузка,действующая на лопасть от центробежных сил на произвольном радиусе.
/>, мПа,
где /> — плотность материалакг/см3, />= 250
W – относительная скорость с-1,(W = 300,39 с-1)
R – радиус закругления лопатки навходе, посередине, на выходе.
На входе: G = 250 · 3,5 · 300,392 =197 мПа
По середине: G = 250 · 3,5 · 1,8 · 300,392= 214 мПа
На выходе: G = 250 · 3,5 · 2,9 · 300,392= 228 мПа
3.5.3 Напряжение изгибалопасти на произвольном радиусе:
/> мПа (3.26)
На входе: /> мПа
По середине: /> мПа
На выходе: /> мПа
3.5.4 Суммарныенапряжения в лопасти
/>, мПа
На входе: /> мПа
По середине: /> мПа
На выходе: /> мПа
3.5.5 Коэффициент запасапрочности определяется по формуле:
/> (3.28)
/>
/> - допустимое условие прочностивыполнено.
3.6 Расчет прочностикорпуса насоса
Считаем оболочку насосапрочной, т.к. />,
где δ = 0,014 м – толщина оболочки
R = 0,123 м – радиус кривизны оболочки.
Напряжение в такихслучаях можно определить по элементарной бесмоментной теории оболочки, в которойперемещается, принимается во внимание лишь растягивающее и смещающее напряжениеизгиба и среза.
3.6.1 Растягиваютнапряжение в элементах в рамках безмоментной теории оболочек вращения.
3.6.1.1 Меридиальноенапряжение
/> мПа (3.29)
/> мПа (3.29)
3.6.1.2 Окружноенапряжение
/> мПа (3.30)
/> мПа (3.30)
3.6.1.3 Эквивалентноенапряжение b1 в расчетном сечении
/> мПа (3.31)
/> мПа
3.6.1.4 Рассчитываемдопустимые напряжения.
/>, (3.32)
где ε –коэффициент, учитывающий влияние характерных размеров (толщину стенки, радиусовв расчетном сечении δ, на величину допустимых напряжений, ε = 0,95
/> мПа
3.6.1.5 Определяем запаспрочности
/>
n – удовлетворяет условию прочности.
4 Эксплуатация и обслуживание центробежного
насосаНЦВС 40/30
Порядок установки иподготовка к пуску
При размещении обеспечитьдоступ при обслуживании.
При монтаже не допускатьпередачи усилий от трубопровода на насосо.
Перед монтажом выполнитьтребование по эксплуатации электронасоса.
Установить насос нафундамент, снять заглушки с патрубков.
Присоединить напорный,всасывающий трубопроводы, осмотрев их.
Установитьконтрольно-измерительные приборы.
Заполнить насосперекачиваемой жидкостью.
Проверить затяжку фланцевыхсоединений.
Проверить вращениедвигателя кратковременным включением.
Порядок работы
Закрыть всасываниенасоса, открыть нагнетание.
Включитьэлектродвигатель.
Постепенно открытьвсасывание и установить режим работы. Допускается производить запуск электродвигателяпри открытой задвижке всасывающего нагнетательного трубопровода, еслисопротивление сети обеспечивает работу без перегрузки.
Электронасос прост поконструкции и во время работы постоянного наблюдения не требуется, нопериодически надо проверять утечки, показания манометров и нагрев подшипниковэлектродвигателя.
Нормально допускаемоеуплотнение сальников должно не превышать утечки указанных в формуляре. Приувеличении утечки сальник подтянуть или добавить кольцо набивки, торцовоеуплотнение разобрать, осмотреть и при необходимости заменить (если в течение10-15 минут утечки не изменились).
Для остановки электронасоса выключитеэлектродвигатель, закройте задвижки на напорных и всасывающих патрубках.
При длительном бездействии, минусовых температурахслить из насоса воду.
Все неисправности смотри в паспорте, прилагаемом кнасосу.
5. НАЗНАЧЕНИЕ И ПРИНЦИПДЕЙСТВИЯ БАЛЛАСТНОЙ СИСТЕМЫ
Эксплуатацию корпусасудна обеспечивают так называемые трюмные системы: осушительная и балластная.Балластная система служит для удаления больших масс воды из танков. Онапредусматривается на всех судах. Для приема и удаления водяного балласта вцелях изменения осадки, дифферента, крена судна. Ею оборудуются все суда. Напромысловых и транспортных судах балластная система размещается в междонномпространстве, в форпике и ахтерпике. Количество забортной воды, принимаемой вбалластные цистерны, составляет 20-30% водоизмещения судна. Балластные насосы струбопроводами и арматура располагаются в М.К.О. Балластную систему выполняютпо централизованному или групповому принципу. На промысловых судах ее частосовмещают с осушительной.
На рисунке 5.1. показанасхема балластной системы рыболовецкого судна типа БМРТ «Николай Чепик»,выполненной по централизованному принципу. Система состоит из поршневого насоса– 1; трех- и двухклапанных коробок 4,5; приемного кингстона – 2; фильтра – 6;отливного клапана – 7; балластных трубопроводов – 8. Вся арматура имеет ручнойпривод и находится в машинном отделении – 9. Переключением клапанов – 10, 11,12, 13, 14 и 15 на клапанных коробках можно принимать забортную воду: вцистерны самотеком или с помощью насоса, откачивать балласт за борт илиперекачивать из танка в танк, находящихся по всему кораблю. Для балластировкиднищевых танков достаточно открыть клапана в танки, которые нужнозабалластировать и вода самотеком пойдет в них, с подвесными танкамибалластировку можно произвести только насосами. Прием балласта начинается сднищевых танков, при этом надо постоянно следить за креном. Расчеты по приемкепроизводит второй помощник капитана, который говорит, сколько, куда братьбалласта. После каждой операции по приемке клапана следует закрывать и следитьза уровнем воды в танках. После окончания приемки производится запись в журналрасчетных операций, сколько было в танке до приемки, сколько приняли в М3и в какие танки. Насосы в этой системе могут применяться разные, центробежные,поршневые, пропеллерные. Периодически производить проверку трубопроводов наподтекание и арматуры.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙЛИТЕРАТУРЫ
1. Артемов Г.К,,Симонов Р.Р. «Судовые центробежные насосы: конструкции и расчет»: Уч. Пос.Владивосток Дальрыбвтуз, 2000.- 81 с.
2. Блинов И.С.«Справочник технолога механосборочного цеха судоремонтного завода». – М.:Транспорт, 1979. – 704 с.
3. Будов В. М.«Судовые насосы: Справочник» — Л. Судостроение, 1988. – 432 с.
4. Воронов ВФ.,Арцыков А П. «Судовые гидравлические машины». – Л.: Судостроение, 1977. – 301с.
5. Гемиров Р.И.«Краткий справочник конструктора» — Л.: Машиностроение, 1983. – 464 с.
6. Гидравлическийрасчет судовых центробежных насосов: 4 ч. Пос. Б. Г. Денина – М.: В10.
7. Ломанин А.А.«Центробежные и осевые насосы» — Л.: Машиностроение, 1966. – 364 с.
8. Петрина Н.П.«Судовые насосы» — Л.: 1963. – 376 с.
9. Правила классификациии постройка морских судов. Российский морской Регистр судоходства. Т.2 – СПб,1999. – 512 с.
10. Справочниксудового электромеханика, Т.2. Судовое электрооборудование, 1980. – 624 с.
11. Черкасский В.М.«Насосы, вентиляторы, компрессоры» — М.: 1984. – 416 с.