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 лс; 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).

?изг.max=Мизг.max

(3.34)

Wx

Wх=?*d4кр.

(3.35)

32*D где, Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо, м; dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м;

?изгб.min=Мизг.min

(3.36)

Wx
Напряжение кручения

?кр.=Мкр.max

(3.37)

Wp
Wр=2*Wx – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо;
Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности:

?экв.=??2изг.max+3?2

(3.38)
По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок: п=?т?1,3

(3.39)

?экв

Исходные данные:
Приводная мощность двигателя N = 2000Вт. Частота оборотов двигателя п=2840 об/мин. Предел текучести материала вала ?=750 МПа. Модуль упругости материала вала У=20*10 МПа. По данной методике произведем расчет с цифровыми значениями:

Момент инерции вала:
J= ?*d4вн.+ а (D-dвн) * (D +dвн)2*z

64
J= 3,14*0,0124 + 0,0035 (0,017 – 0,012)*(0,017+0,012) 2*6

64
J=2,3*10-10 м;

Нагрузка создаваемая работающими шлицами:
Р2=0,2*Рокр.
Р2=0,2* Mкр.max dср
Р2=0,2 * 2*67,28

0,0155
Р2= 1736,2584.

Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо:
Мизг.max= (Р1+Р2)*b
Мизг.max=(258,957+1736,258)*0,035
Мизг.max=69,83 Н*м.

Минимальный изгибающий момент в этом сечении:
Мизг.min=(Р1-Р2)*b
Мизг.min=(258,957-1736,258)*0,035
Мизг.min=51,74 Н*м;

Напряжение изгиба в опасном сечении:
?изг.max=Мизг.max

Wx где, W= ?*d4кр

32*D
W=3,14*0,01574

32*0,017
W=3,51*10-7 м3;

Это мы нашли осевой момент сопротивления вала:

?изг.max.= 69,83

3,51*10-7
?изг.max =198,945Мпа

Минимальное напряжение изгиба
?изг.min.= 51,71

3,51*10-7
?изг.min.= 147,321 МПа

Напряжение кручения:
?кр=Мкр.max

Wp где, Wр=2*Wх
Wр=2*3,51*10-7
Wр=7,02*10-7 м

Это мы нашли полярный момент сопротивления вала

?кр.= 67,28

7,02*10-7
?кр.=96,114 Мпа;
Эквивалентное напряжение:
?экв=??2 изг.max + ?кр2
?экв=?198,9452+3*96,1142
?экв.=259,409 Мпа;
Запас прочности по пределу текучести: п= ?т ? 1,3

?экв п= 750

259,409 п=2,8;
Из результатов расчетов видно, что вал из стали 40 ХН диаметром 17 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности п=2,8, который удовлетворяет условию
2,8>[1,4].

3.5.Прочностной расчет

3.5.1.Прочностной расчет корпуса насоса

Корпусы погружных центробежных насосов изготавливают из трубных заготовок точением или из холодных комбинированных труб повышенной точности длиной 2100, 3600 и 5000 мм.
Корпус насоса будет рассчитываться в следующей последовательности.
1.Выбираем наружный диаметр и внутренний корпуса насоса.
Dвн.=0,092 м, Dвн=0,08 м
2.Определяем предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности верхнего стыка по формуле:
T=?К?gНrвн.[1-Eк-Fк/2 (ЕкFк+Ена Fна)]

(3.40) где К – коэффициент запаса плотности стыка;

К=1,4

? - плотность воды;

?=1000м/кг g – ускорение свободного падения; g = 9,8 м/с

H- максимальный напор насоса;

Н =1300 м r - внутренний радиус расточки корпуса насоса; r=0,04 м

Ек- модуль упругости материала корпуса насоса;

Ек=0,1х10 6Мпа

Fк – площадь поперечного сечения корпуса насоса;

Fк=1,62х10 -3 м 2

Ена- модуль упругости материала направляющего аппарата;

Ена=1,45х10 5МПа

Fна – площадь поперечного сечения направляяющего аппарата;

Fна=6,08х10-4 м2
Т=3,14х1,4х1000х9,81х1160х0,042 [1-2,1х106 х1,62[10-3 /2(2,1х106 х1,62х10-
3 +1,45х105 х6,08х10-4 ) ]=48256Н
3.Находим общее усилие, действующее вдоль оси корпуса по выражению:
Q=Т+?gНrвн 2 EкFк/2(ЕкFк+ЕнаFна)+G + ?К?gНrвн

(3.41) где Т – предварительная затяжка пакета ступеней, определенная по формуле

(3.40)

Т=48256Н

G – масса погружного агрегата;

G =20505 Н;

Hmax - максимальный напор насоса;

Нmax =3500 м

Q = 268519Н
4.Вычисляем осевое напряжение в опасных сечениях корпуса по формуле

?=Q/Fк

(3.42) где Q – общее усилие, действующее вдоль корпуса насоса, определенное по

выражению (3.41)

Q=268591 Н

Fк – площадь ослабленного сечения корпуса по наружному диаметру

трубы;

Fк =1,24х10-3 м2

?z=268519/1,24х10-3=220МПа

5.Определяем тангенциальное напряжение в опасных сечения, по выражению:

?=pgHmaxrвн/S-MT/F’

(3.43) где S – толщина корпуса в опасном сечении;

S=0,009 м

M – коэффициент Пуассона;

M=0,28

?т=142 МПа

3.5.2.Прочностной расчет винтов страховочной муфты.

Расчет винтов на срез произведем по формуле:

??[?]

(3.44) где ? – напряжение среза действующее на винты страховочной муфты;

[?] – допускаемое напряжение среза.
Допускаемое напряжение среза определяется по формуле:
[?]=0,4?т где ?т – предел текучести материала винта, для стали 35 из которой изготовлены винты

?т=360МПА.
[?]=0,4х360=144МПа
Напряжение среза действующее на винты определяем по формуле

?=4S/пdхz

(3.45) где S – сила среза действующая на винты; d – внутренний диаметр резьбы; d=0,0085 м; z –количество винтов, z=2;
Находим силу среза по выражению

S=mхg

(3.46) где m – масса насосного агрегата m=709 кг g – ускорение свободного падения; g =9,8 м/с

S=709х9,81=6955,29 кгм/с2 =6955,29 Н
Определяем напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты по формуле (3.45)
?=6955,29х4/3,14х0,00855 х2=61285468 Па=61,29 МПа.
Прочностной рачсет винтов на срез является допустимой, так как 61,29

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5