Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
601 Расчетная часть-Расчет насоса 1К 100-65-200 производства ООО Ливгидромаш)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 175182Дата закачки: 24 Ноября 2016 Продавец: lesha.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы) Посмотреть другие работы этого продавца Тип работы: Диплом и связанное с ним Форматы файлов: Microsoft Word Описание: Расчетная часть-Расчет насоса 1К 100-65-200 производства ООО Ливгидромаш)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 3.1 Расчет проточной части насоса Исходные данные: подача Q=120 м3/ч =0,33 м3/с; напор Н=50 м. вод. ст.; число оборотов n=2900 об/мин=48 об/с; угловая скорость вращения ω=303 рад/с; плотность жидкости ρ=1000 кг/м3. Определяем коэффициент быстроходности ns: , (3.1) где g – ускорение свободного падения; , Расход жидкости в каналах рабочего колеса QK: , (3.2) где ηОБ – объемный КПД; , (3.3) , , Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D1ПР: , (3.4) , КПД насоса η: , (3.5) где ηР – объемный КПД ; ηм - механический КПД, принимаем η=0,95; , (3.6) , Мощность насоса N: , (3.7) , Диаметр вала d: , (3.8) где [τ] – допустимое напряжение материала вала при кручении, [τ]≈16*106 Па; , Внешний диаметр втулки dвт: , (3.9) , Принимаем диаметр вала серийного насоса – 100 мм. Диаметр входа в колесо Do: , (3.10) где СО – осевая скорость жидкости у входа; , (3.11) , , Диаметр колеса D1 у входной кромки лопасти: (3.12) Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b1: , (3.13) где Сom – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходно-го сечения, Com CO; , где Нт – теоретический напор; С2и – коэффициент окружной скорости; , (3.20) , , (3.21) где ρк – коэффициент реакции, для насоса с ns=(0,17/0,06); ρк=(0,7/0,8); , Окружная скорость , , Ширина канала рабочего колеса b2 у выходной кромки лопасти: , (3.22) где С2m∞ - периодическая скорость жидкости на выходе из колеса; , (3.23) , Ширина сечения отвода b3: ; , Угол выходной кромки лопасти β2: , (3.24) где ω1, ω2- соответственно относительные скорости на входе и на выходе из колеса, ; k2 – коэффициент стеснения проходного сечения лопастями на выходе из колеса, k2=1,04/1,1; , , Число лопастей Zл: ; (3.25) где k - поправочный коэффициент; k=6,5 ; ; принимаем ZЛ=8 , Теортический напор колеса при бесконечном числе лопастей НРТ: , (3.26) где , (3.27) , (3.28) , , . Проверка расчета: , (3.29) , (3.30) , , (3.31) , , (3.32) , , (3.33) где S1 – толщина лопатки на входе, S1=4 мм; , (3.34) , где S2 – толщина лопатки на выходе, S2=3мм; коэффициенты k1 и k2 отличаются от принятых ранее менее чем на 3%. , (3.35) , , (3.36) , . Так как коэффициенты близки к ранее принятым, то расчет можно считать оконченным. 3.2 Расчет вала насоса Материал вала – сталь 45, предел текучести σт=450 МПа, допускае-мое напряжение при кручении τкр=100 МПа. [3.6]. Расчетная схема вала: YA YB Fa Ft Fr A B XA XB Рисунок 3.1 - Расчетная схема вала На вал действуют тангенциальная, радиальная силы и реакции опор А и В в плоскостях y и x. Тангенциальная сила Ft: , (3.37) где MKp – крутящий момент на валу, , (3.38) , , Центробежная сила Fr: , (3.39) где m – масса рабочего колеса; r – биение, r ≈0,03 мм; , Определяем реакции опор в плоскости yoz – RAY и RBY: , (3.40) где - сумма моментов относительно точки В; a – расстояние от точки А (В) до рабочего колеса; , Реакции опор в плоскости xoz – RAX и RBX: , (3.41) , Наиболее опасное - сечение точка с: , (3.42) где MYC – изгибающий момент на валу в точке с в плоскости yoz; , , (3.43) где MXC - изгибающий момент на валу в точке с в плоскости xoz; Суммарный изгибающий момент Mu: , (3.44) , Расчетное напряжение σр : , (3.45) где W – момент сопротивления; , (3.46) , . Коэффициент запаса от действия напряжений изгиба nσ: , (3.47) . Расчетное напряжение кручения τp: , (3.48) где Wk – момент сопротивления при кручении; , (3.49) . Коэффициент запаса при кручении nτ: , (3.50) . Общий коэффициент запаса n: , (3.51) . Коэффициент запаса достаточный, так как он удовлетворяет усло-вию: для валов из пластичных материалов - , где σв – предел прочности при растяжении (в данном случае сталь 45 ) ко-эффициент запаса составляет [3,6]. Для снижения стоимости можно применить для вала менее прочную сталь. 3.3 Расчет модернизированных узлов После проведенной модернизации необходимо убедится в работо-способности полученной конструкции, в данном случае необходимо рас-считать величину осевого усилия на вал и нагрузку на подшипниковый узел. Расчет осевого усилия на вал. Исходные данные: Q= 120 м3/ч, Н= 50 м (5 кг/см2) Т=Т1 - Т2, (3.52) где Т - осевое усилие действующее со стороны колеса на вал; Т1 - осевое усилие действующее на колесо и вал со стороны вала; Т2 - осевое усилие действующее на колесо со стороны всасывающего па-трубка; Т1= ((∙D2k)/4 – (∙d2в)/4)∙H, (3.53) где: Dк – диаметр рабочего колеса; dв – диаметр вала; Т2= ((∙D2k)/4 – (∙d2вп)/4)∙H, (3.54) где: dвп – диаметр окна всасывания на рабочем колесе. Т1 = ((3.14∙36,22)/4 – (3.14∙6,52)/4)∙ 5,0 = 3032.5 кг Т2 = ((3.14∙36,22/4) – (3.14∙11.22)/4)∙ 3,951 = 2768,92 кг Т = 3032,55 – 2768,92 = 245,63 кг Расчет подшипникового узла заключается в определении номиналь-ной долговечности (ресурса) выбранного подшипника в млн. оборотов. Рисунок 3.2 - Внешний подшипниковый узел Шарикоподшипники: L = (C/P)p, (3.55) где L – номинальная долговечность подшипника; С – каталожная динамическая грузоподъемность выбранного подшип-ника; Р – расчетная нагрузка на подшипник; р – степенной показатель (для шарикоподшипников р =3). L = (56300/2456,3)3 = 12030,7 млн. об. Роликоподшипники: для роликоподшипников р=3 L = (38700/2456,3)3 = 9804,6 млн. об. По результатам расчета для осевого усилия 245.6 кг принимаем следу-ющие подшипники: Шарикоподшипник – радиально – упорный однорядный типа 46310, с грузоподъемностью С=56300 Н (5630 кг), рассчитанный на частоту вращения n= 5000 об/мин. Рисунок 3.32. – Внутренний узел роликоподшипников Роликоподшипники роликовые радиальные с короткими цилиндри-ческими роликами однорядные типа 2210, с грузоподъемностью С=38700 Н (5630 кг), рассчитанный на частоту вращения n = 6300 об/мин. Расчет основного элемента торцового уплотнения - пары трения - выполняют в следующем порядке: - определение силовых и гидродина¬мических характеристик пары трения при вращающемся вале; - определение сил трения и выделяю¬щейся теплоты в паре трения; - определение температуры пары трения; - корреляция температуры с сило¬выми факторами и трением; - оценка влияния взаимодействия элементов конструкции уплотнения, си-ловых, температурных деформаций и неравномерности распределения темпе¬ратуры пары трения на закономерности движения жидкости в зазоре. Существуют различные подходы к оценке закономерностей трения в зазо¬рах обыкновенных пар трения. В результате экспериментальных ис¬следований и эксплуатации тор-цовых уплотнений в различных условиях уста¬новлено, что их пары трения в основ¬ном работают в режимах жидкостной и полужидкостной смазки, а также при трении без смазочного материала. Это деление весьма условно, так как существуют различные переходные ре¬жимы. Для пар трения обыкновенных торцо¬вых уплотпений, работающих на раз¬личных жидкостях, нормальным яв¬ляется режим полужидкостной смазки В зазоре пары трения торцового уплот¬нения имеется слой жидко-сти, почти полностью разделяющий трущиеся по¬верхности и способный выдерживать сжимающие нагрузки. Одновременно в зазоре пары проис-ходят контакты микро¬неровностей, которые совместно с абра¬зивными ча-стицами, содержащимися в рабочей среде, вызывают изнашивание тру-щихся поверхностей. Как правило интенсивность изнашивания мала, так как материалы колец пары трения выби¬рают так чтобы обеспечить дли-тельную работу уплотнения (тысячи и десятки тысяч часов). Такой режим работы нары можно условно назвать полужидкост¬ным, поскольку его ха-рактеристики близки к характеристикам жидкостного режима. Учитывая особенности изготовления насосов К – качество обработки поверхностей зачастую не соответствуют требованиям длительной работы – несбалансированность деталей, вызывают радиальную вибрацию, веду-щую к быстрому выходу из строя серийных уплотнений. Предлагаемая конструкция торцового уплотнения относится к клас-су гидравлически неразгруженных уплотнений. На вращающееся кольцо пары трения действуют следующие силовые факторы: давление р, сила Fпр суммарная сила пружин. Из уравнения равновесия кольца (3.56) где d; D1; D2 - диаметры вала и контактной поверхности. Усилие одной пружины соответственно 2,73 кг. Рекомендуется уве-личить силу на величину 0,2 – 0,4 кг. С поправкой усилие 3,0 кг. Для обеспечения неразмыкания уплотнения подбираем пружину диаметр 20 мм; число витков 10; диаметр проволоки 2,0 мм; длина 28 мм; длина в рабочем состоянии 23,9 мм. Размер файла: 97,9 Кбайт Фаил: (.rar)
Скачано: 1 Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! Некоторые похожие работы:К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет насоса 1К 100-65-200 производства ООО Ливгидромаш)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: