601

Расчетная часть-Механический расчет торцевого уплотнения типа ДК центробежного насоса КРГ1Х-80/315/25-001 насосного блока УПН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 177382
Дата закачки: 01 Февраля 2017
Продавец: nakonechnyy_lelya@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Механический расчет торцевого уплотнения типа ДК центробежного насоса КРГ1Х-80/315/25-001 насосного блока УПН: Расчет на прочность основных деталей центробежного насоса, Расчет корпуса центробежного насоса, Расчет вала на прочность, Определение критической частоты вращения вала, Расчет вала на жесткость, Расчет торцовых уплотнений, Определение среднего удельного давления в паре трения, Определение коэффициента уравновешивания, Потеря мощности на трение-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 4 Механический раздел


В данном разделе приведены расчеты основных деталей центробежного насоса на прочность, жесткость и виброустойчивость. Целью данных расчетов является проверка обеспечения нормальных условий работы основных деталей и, следовательно, машины в целом. Необходимо определить, выполняются ли условия прочности, жесткости и виброустойчивости при заданных эксплуатационных параметрах.
В этой части дипломного проекта представлена общая схема расчета торцового уплотнения, а также содержится проверочный расчет ступенчатого торцового уплотнения. Расчет заключается в определении среднего удельного давления, коэффициента уравновешивания, потери мощности на трение.


4.1 Расчет на прочность основных деталей центробежного насоса


4.1.1 Расчет корпуса центробежного насоса.


Исходные данные для расчета:
– частота вращения вала, об/мин 2900
– мощность электродвигателя насоса, кВт 70
– количество рабочих колес (ступеней) i, штук 1
– вес рабочего колеса GK, H 40
– материал корпуса насоса чугун
– материал вала насоса сталь 40Х
– температура перекачиваемой среды, °С 25
– давление перекачиваемой среды, МПа 0,7
Важным требованием, предъявляемыми к корпусам центробежного насоса, является обеспечение прочности и плотности. Наиболее подходящим материалом для корпуса насоса является серый чугун. Однако при давлении свыше 5 МПа корпуса отливают из углеродистой стали. Корпуса специальных насосов изготавливают из легированных сталей, бронзы, пластмасс.
Корпус насоса спирального представляет собой сложную деталь, состоящую из оболочек различной формы, ряда различным образом нагруженных и закрепленных пластин произвольной формы. В каждом отдельном случае спиральный корпус разбивают на отдельные элементы, которые можно рассчитать с известным приближением.
Наиболее сложно рассчитать на прочность спиральную камеру. Максимальные напряжения в спирали возникают в меридиональном сечении с наибольшими размерами в расчетном сечении (расчетная схема сечения спирального корпуса представлена на рисунке 5.1) при следующем условии

(4.1)

где Qm – угол наклона;
К – коэффициент, определяемый по (4.2);

, (4.2)

где – коэффициент Пуассона, для чугуна = 0,25;
, – отношение параметров сечений (рисунок 4.1), определяются по формулам

(4.3)

(4.4)

где – параметры сечения, равны соответственно 5мм, 155мм, 20мм (для насоса КРГ1Х-80/315/25 по рабочим чертежам).
Максимальное меридиональное напряжение в расчетном сечении (рисунок 4.1) определяется из отношения

(4.5)

где – напряжение изгиба, МПа, рассчитываем по формуле

, (4.6)

где Р – максимальное давление, Р = 0,7 МПа (исходные данные);
– напряжение растяжения, МПа, определяется из формулы

(4.7)


Рисунок 4.1– Расчетная схема сечения спирального корпуса
Кольцевое напряжение определяем по зависимости
(4.8)

где σ2и – напряжение изгиба, МПа, рассчитываем по формуле

(4.9)

где σ2р – напряжение растяжения, МПа, определяем по соотношению

(4.10)

Радиальное напряжение составляет

(4.11)

Эквивалентное напряжение для хрупких материалов (в данном случае для чугуна) определяем по теории предельных напряженных состояний

(4.12)

где – отношение предела прочности при растяжении к пределу прочности при сжатии, = 0.7;
[σ] — допускаемое напряжение, МПа, для чугуна составляет 25МПа.
Формулы получены для "чистой" спирали при постоянной толщине стенки.
Осевая деформация спирали под действием давления определяется так

(4.13)

где Е – модуль упругости, для корпусов из хрупких материалов принимают равным 0,75·106 МПа.
Минимальную толщину стенки можно ориентировочно определить, представив схему корпуса в виде цилиндрической трубы диаметром D (в данном случае D = 0,320м по рабочим чертежам), по формуле

(4.14)

Подставив численные значения, необходимо определить, выполняется ли условие прочности, а также сравнить полученное (расчетное) значение толщины стенки с действительным. Ниже представлен расчет корпуса центробежного насоса на прочность.
Отношение параметров сечений по (4.3), (4.4)




К=0,116;



Напряжения изгиба и растяжения по (4.6), (4.7) соответственно равны


σ1и=10,391МПа;

σ1р=12,141МПа.

Максимальное меридиональное напряжение в расчетном сечении по (4.5) равно

= 0,129+0,735= 0,864МПа.

Напряжения изгиба и растяжения по (4.9), (4.10) соответственно равны


σ2и=1,885МПа;

σ2р=-9,591МПа.

Знак минус показывает, что происходит не растяжение, а сжатие волокон в расчетном сечении.
Кольцевое напряжение в расчетном сечении находим по (4.8)

σ2 = 1,885+9,591 = 11,476МПа.

Радиальное напряжение составляет по (4.11)

а3 = - 0,7МПа.

Эквивалентное напряжение для хрупких материалов определяем по
(4.12)


23,022МПа < 25МПа.

При заданных эксплуатационных параметрах нормальные условия работы насоса обеспечиваются, так как условие прочности выполняется.
Осевая деформация спирали определяется по (4.13)




Минимальную толщину стенки корпуса находим по (4.14)




Расчетная толщина стенки получилась больше, чем действительная (36мм>20мм). Но так как расчет является упрощенным, а условие прочности выполняется, то толщину стенки принимаем равной 20мм.



4.1.2 Расчет вала на прочность.


Вал любого роторного агрегата является его важной составной частью. Прочность, а следовательно, и его срок службы зависят от динамических перемещений вала и напряжений в материале, из которого он изготовлен.
Вал насоса является деталью, работающей на кручение и изгиб. Круче-ние и изгиб представляют собой частный случай сложного сопротивления, ко¬гда внешние силы, действующие на вал, вызывают в его поперечных сечениях крутящий момент Мкр, изгибающий момент Мх и поперечные силы Q. Пользуясь принципом независимости действия сил, определим отдельно напряжения, возникающие при кручении, и отдельно – при изгибе. При изгибе в поперечных сечениях вала возникают нормальные напряжения от действия Мх. От кручения в поперечных сечениях возникают касательные напряжения. Поперечные силы обычно не значительны, и поэтому их можно не учитывать.
На рисунке 4.2 изображена расчетная схема вала с приложенными нагрузками и реакциями.






























Рисунок 4.2 — Расчетная схема вала, эпюры внутренних силовых факторов
Необходимо определить силу Р

Р=GК+FЦ, (4.15)

где GK— вес рабочего колеса, Н;
FЦ – центробежная сила, возникающая при вращении вала, Н, определяется по формуле

(4.16)

где n — число оборотов в минуту;
Определим опорные реакции RA и RB (рисунок 5.2)из условий равновесия

&#931;МА = 0, (4.17)
&#931;Мв = 0. (4.18)
&#931;MA = 0: -RB·0,150 + P·0,40 = 0;
&#931;Мв = 0: -RA·0,150 + Р·0,250 = 0.

Приравняв к нулю сумму проекции тех же сил на вертикаль, получим третье проверочное уравнение равновесия

&#931;Y=0; (4.19)
&#931;Y=0: -RA+RB-P=0.

Для построения эпюры изгибающего момента необходимо определить этот внутренний силовой фактор с помощью метода сечений.

0 <z1< 0,150м;
Mx = -RA·z1;
II участок: 0 < z2 < 0,250м;
Мх = -P·z2.

Крутящий момент определяется по формуле

(4.20)

где Мкр — крутящий момент, кг·см;
N — мощность на валу, 70 кВт;
n — частота вращения вала, 2900 об/мин.
Эпюры моментов представлены на рисунке 4.2.
Опасным является сечение В, так как крутящий и изгибающий моменты в этой точке максимальны. Поэтому для этого сечения определяем диаметр вала по

(4.21)

где d — диаметр вала, см;
[&#963;] — допускаемое напряжение, МПа. Вал изготовлен из стали марки 40Х, для данной марки стали при температуре 25 °С допускаемое напряжение равно 240 МПа.
Мпр — приведенный момент, Нм. Так как вал испытывает изгиб в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, то приведенный момент опреде-ляется суммой изгибающего и крутящего моментов. Применяем третью и чет¬вертую гипотезы прочности.
По третьей гипотезе (гипотеза наибольших касательных напряжений) приведенное напряжение и приведенный момент определяются соответственно по формулам

(4.22)

где &#963; — нормальное напряжение, МПа;
&#964; — касательное напряжение, МПа;

(4.23)

где Ми — изгибающий момент в сечении В (рисунок 4.2), равен 19,335Н-м;
Мкр — крутящий момент в сечении В (рисунок 4.2), равен 235,103 Н·м;
По четвертой гипотезе прочности (гипотеза удельной потенциальной энергии изменения формы) (4.22) и (4.23) принимают следующий вид

(4.24)
(4.25)

Проверим условие прочности по формуле

(4.26)

где W — осевой момент сопротивления, м3, для круглого сечения вала определяется по формуле

(4.27)

Подставляя числовые значения в (4.15) и (4.16), получим

FЦ=l,ll·10-6·40·29002·0,l;
FЦ = 37,340Н;
Р = 40+37,340;
Р = 77,340Н.

Определяем опорные реакции RA и RB по (4.17) и (4.18)
&#931;МА=0: -RB·0,150 + P·0,40 = 0;
&#931;MB = 0: -RA·0,150 + P·0,40 = 0;
RA = 128,90H;
RB = 206,24H.

Проверим правильность определения опорных реакций по (4.19)

&#931;Y = 0: -128,90 + 206,24 – 77,340 = 0;
0 = 0.

Условие равновесия выполняется, значит, реакции определены пра-вильно.
Определяем изгибающий момент методом сечений
I участок:

Мх(0) = 0;
Mx(z) =-128,90·0,15;
Mx(z) = -19,335 Н·м;

II участок:

Мх(0) = 0;
Мх(z2) = -77,340·0,250;
Мх = -19,335 Н·м.

Крутящий момент определяется по (4.20)


МКР=2351,034кг·см;
МКР=235,103Н·м.
Определяем приведенный момент по (4.23)


МПР=235,897Н·м.

Подставив значения в (4.25), получаем


МПР=204,521Н·м.

Определяем диаметр вала по (4.25) по третьей гипотезе прочности


d=0,022м;

по четвертой гипотезе прочности


d=0,021м;

Определяем осевой момент инерции и приведенное напряжение по значениям для третьей теории прочности


W=1.045·10-6м3;

&#963;ПР=225,739МПа.

Проверяем условие прочности


225МПа<240МПа.

Условие прочности выполняется.
Аналогично проверяем условие прочности по четвертой гипотезе прочности


W=0,909·10-6м3;

&#963;ПР=224,996МПа;

224МПа<240МПа.

Условие прочности выполняется.
Необходимо также проверить условие прочности для заданного диаметра (65 мм). Проверим по третьей гипотезе прочности, так как напряжение будет максимальным


W=2,695·10-5м3;

&#963;ПР=8,753МПа;

8МПа<240МПа.

Условие прочности выполняется при заданных эксплуатационных параметрах, причем имеем больший запас прочности, чем в обоих предыдущих случаях. Поэтому выбираем диаметр вала равным 65 мм.


4.2 Определение критической частоты вращения вала


Надежность и экономичность роторных машин в первую очередь зависит от работоспособности и размеров вала – важнейшей его составной части.
При вращении вала возникают механические колебания. Совпадение любой частоты собственных колебаний вала с рабочей частотой вращения ведет к значительному увеличению прогиба вала и не допускается в эксплуатации насоса. Такая частота вращения называется критической.
При критической угловой скорости механические колебания вала могут вызвать их разрушение.
Поэтому при проектировании насосов, кроме расчета на прочность, необходимо определить частоту собственных колебаний вала и критическую частоту вращения.
Вал, вращающийся с частотой, меньшей, чем первая критическая, называется жестким. Если частота превышает первую критическую, то вал называется гибким.
Итак, необходимо определить, в каких условиях работает вал, и прове-рить условие виброустойчивости.
На рисунке 4.3 представлена расчетная схема вала с грузом, в таблице 5.1 представлены исходные для расчета данные.

Рисунок 4.3 – Расчетная схема вала
Таблица 4.1– Исходные данные для расчета
Величина Обозначение Значение
Плотность материала вала,
кг/м3 
7800,000
Модуль упругости,
Н/м2 Е 2·10-11
Расстояние от диска до левой опоры,
м L 0,400
Расстояние от диска до правой опоры,
м L2 0,250
Расстояние между опорами,
м L1 0,150
Диаметр вала,
м dB 0,065
Вес диска (груза),
Н GГ 40,000
Частота вращения вала,
об/мин n 2900,000
Определяем рабочую угловую скорость по формуле

(4.28)
где р – рабочая угловая скорость, с-1;
Определяем критическую угловую скорость вала с одним грузом без учета собственного веса вала по формуле

(4.29)

где кр – критическая угловая скорость, с-1;
g – ускорение свободного падения, равно 9,81 м/с;
Gг – вес груза, из таблицы исходных данных равен 40 Н;
– единичный прогиб от действия единичной силы (коэффициент влияния), м/Н. Для данной расчетной схемы (рисунок 4.3) рассчитывается по формуле

(4.30)

где L, L2 – исходные данные, по таблице 4.1 соответственно равны 0,40 м и 0,250м;
Е — модуль упругости, равен 2·1011Н/м;
I — момент инерции сечения вала, определяем по формуле для круглого сечения

(4.31)

Определяем критическую угловую скорость вала с учетом собственного веса вала по методу Лунца

(4.32)

где – вес груза с учетом веса вала, Н. Определяется по формуле

(4.33)

где q – распределенная нагрузка от веса вала, Н/м. Находим по зависимости

(4.34)

где GB — вес вала, Н, определяется по формуле

(4.35)

где – плотность материала вала, по исходным данным (таблица 4.1) равна 7800 кг/м3.
Условие виброустойчивости для жесткого вала записывается следующим образом

(4.36)

Если вал работает в условиях "гибкого" вала, то условие виброустойчивости выглядит так

(4.37)

Подставляя числовые значения в (4.28), определим рабочую угловую скорость




Далее для определения критической угловой скорости, находим необходимые величины






Подставляем полученные значения в (4.29)




По (4.35) определяем собственный вес вала



Распределенная нагрузка по (4.34) равна




Подставляя числовые значения в (5.33), определяем вес груза с учетом веса вала




Критическая угловая скорость вала с учетом собственного веса вала по (4.32)




Итак сравниваем полученные рабочую и критическую угловые скорости


303,533 с-1 < 1002,953 с-1;
303,533 с-1 < 2284,313 с-1.

Значит, вал работает как "жесткий", что характерно для консольных насосов.
Проверим условие виброустойчивости по (4.36)

303,533 с-1 < 0,7·1002,953 с-1;
303,533 с-1 < 702,067 с-1.

Условие виброустойчивости для жесткого вала при заданных эксплуатационных параметрах выполняется.


4.3 Расчет вала на жесткость


В центробежных насосах консольного типа рабочее колесо крепится на конце консольной части вала и образует с корпусом очень маленький зазор для уменьшения утечек жидкости в полость всасывания. Прогибы вала под действием нагрузки от колеса должны быть меньше этого зазора. В противоположном случае возможен металлический контакт по корпусу, что ведет к ухудшению работы насоса или полному нарушению работоспособности машины.
Поэтому необходимо проверить условие жесткости, т.е. определить прогиб консольной части вала под корпусом и сравнить его с допустимым значением.
Условие жесткости (5.38) вала ограничивает максимальное значение прогибов.

ymax &#8804; [y], (4.38)

где [у] – допустимый прогиб, равен 0,2 мм;
уmax – максимальный прогиб, равен прогибу в сечении С (рисунок 4.4).
Расчетная схема представлена на рисунке 4.4. Начало координат выгоднее поместить в сечении А, так как при этом прогиб в начале координат у0 равен 0.

Рисунок 4.4 – Расчетная схема вала
С помощью универсального уравнения метода начальных параметров (4.38), необходимо определить прогиб на конце консоли (в сечении С).
Запишем универсальное уравнение для данного вала

(4.39)

где – угол поворота в начале координат, определяем из условия

yA=0;

Е – модуль упругости, для стали равен 2·1011 Н/м2;
I – момент инерции сечения вала, по (4.31) равен 0.875·10-6м;
а – расстояние между опорами, 0,15м (по исходным данным).
Максимальный прогиб будет иметь место на конце консоли при z = 1. Определяем угол поворота в начале координат из (4.39)





Определяем прогиб для сечения в сечении С по (4.39) при z = 1







Условие жесткости выполняется, так как

ymax &#8804; [y];
0,7·10-5 м &#8804; 20·10-5 м.


4.4 Расчет торцовых уплотнений


Для конструирования работоспособных торцовых уплотнений необходимо иметь правильное представление о тех процессах, которые сопровождают их работу. Прежде всего, нужно знать, что происходит в паре трения, являющейся основным элементом уплотнения. Это очень трудная задача.
Как правило, пара трения торцовых уплотнений работает в режиме полужидкостного или граничного трения. При этом средняя толщина жидкостной пленки изменяется от десятых долей микрона до нескольких микрон, т.е. соизмерима с величиной микронеровностей уплотняющих поверхностей. Часть этих неровностей вступает в непосредственный контакт, причем трение между ними отличается от сухого трения, так как происходит в присутствии тонких молекулярных слоев жидкости. С другой стороны, трение между слоями жидкости в тонких пленках существенно отличается от обычного жидкостного трения.
В связи со сложностью процессов, сопровождающих работу пары трения, пока нет теории, которая бы позволила с достаточной точностью получить расчетным путем такие данные, как распределение давления и коэффициент трения в зазоре пары, величина расхода уплотняемой жидкости, температурный режим и скорость износа уплотняющих поверхностей. Имеющиеся в литературе методы расчета основаны на предположении, что пара трения представляет собой плоские кольцевые поверхности, между которыми имеется слой жидкости, причем ее движение описывается уравнениями Навье Стокса. Такие предположения далеки от действительности, и полученные на их основе результаты могут служить лишь для грубой качественной оценки влияния параметров уплотнения на некоторые характеристики пары трения.
Поэтому особую ценность приобретают результаты экспериментальных исследований торцовых уплотнений. Расчеты служат лишь некоторым критерием для сравнения проектируемых уплотнений с хорошо зарекомендовавшими себя типами уплотнений. Однако, сочетание малых зазоров с плохими смазывающими свойствами сред при значительных скоростях скольжения и нагрузках, зависящих от перепадов давления, действующих на уплотнения, весьма существенно повышает роль тепловых явлений в их парах трения.
По этим причинам затруднено и экспериментальное исследование торцовых уплотнений. Экспериментальные исследования уплотнений отличаются противоречивостью данных, узостью области исследований и недостаточным совершенством техники измерений. В результате до настоящего времени нет единой точки зрения относительно основных факторов и механизма рабочего процесса торцовых уплотнений.
Независимо от характера режима трения в уплотнении расчет его пары трения, как и любого узла трения, необходимо проводить по следующей схеме (рисунок 4.5).

Рисунок 4.5 – Схема расчета пары трения торцового уплотнения
В качестве расчетных критериев для сравнения различных конструкций применяют величину среднего удельного давления р между уплотняющими поверхностями или произведение удельного давления на максимальную окружную скорость v, т.e. (p·v). Выбор того или иного критерия определяется, главным образом, материалом трущихся пар. Для таких материалов, как графит, коэффициент трения почти не зависит от скорости.
Поэтому более показательным для работы пары трения является удельное давление. Для некоторых пластмасс, в частности, для фторопластов, коэффициент трения растет с увеличением скорости, что приводит к повышению температуры контактных поверхностей. В этом случае пользуются критерием (p·v).
Естественно, названные критерии не являются исчерпывающими характеристиками качества уплотнений. Помимо них существует много конструктивных, технологических, эксплуатационных факторов, которые могут оказать решающее влияние на работу торцовых уплотнений.


4.4.1 Определение среднего удельного давления в паре трения.


Чтобы определить силу давления, необходимо знать закон распределения давления в зазоре пары трения и проинтегрировать давление по площади контакта. Как указывалась выше, получить теоретически с достаточной точностью закон распределения давления в торцовом зазоре пока не удается. Данные эксперимента не только количественно, но и качественно отличаются от теоретических результатов.
Среднее удельное давление можно определить следующим образом

(4.40)

где F — суммарная осевая сила, действующая на аксиально подвижный элемент, Н;
S — площадь контакта, мм2. Определяется по формуле

(5.41)

где D1, D2 – внутренний и внешний диаметры площади контакта, соответственно равны 98мм и 104мм.
Суммарную осевую силу можно представить как сумму четырех составляющих

F = F1 + F2 + F3 + F4, (4.42)

где F1 – сила давления жидкости в зазоре пары трения, Н;
F2 – осевая сила давления уплотняемой среды на поверхность аксиально подвижного кольца, Н;
F3 – сила трения, препятствующая осевым перемещениям поверхность аксиально подвижного кольца, Н;
F4 – сила предварительного сжатия пружины, Н.
Условную силу F1 вычисляем по предположению, что давление в торцовой щели изменяется по линейному закону. Тогда

(4.43)

где Р1, Р2 – давление внутреннее и внешнее соответственно, МПа. Соответственно равны 0,8 МПа и 0,7 МПа.

F1 = -p·S. (4.44)

Осевая сила давления F2 вычисляется по заданным геометрическим размерам уплотнения и давлениям Р1, Р2 по формуле

F2 = P1·S1 + P2·S2, (4.45)

где S1, S2 – площади, вычисляемые соответственно по формулам

(4.46)
(4.47)

где d – диаметр вала, равный 60 мм.
Сила трения F3 невелика, а сила предварительного сжатия пружины F4 выбирается так, чтобы она могла преодолеть силу трения и обеспечить контакт уплотняющих поверхностей при отсутствии перепада давления. Точное значение F3 в каждом конкретном случае можно найти лишь экспериментальным путем. При оценке удельного давления этими силами обычно пренебрегают. Тогда (4.40) можно записать следующим образом

(4.48)

Подставив численные значения, вычислим среднее удельное давление. Для этого определим площади







По (4.48) находим среднее удельное давление





4.4.2 Определение коэффициента уравновешивания.


Предотвратить раскрытие торцового зазора и тем самым обеспечить нормальную работу уплотнения можно при условии, что осевая сила давления F2 уплотняемой среды, прижимающая подвижное кольцо к неподвижному, превышает силу давления жидкости в зазоре пары трения F1 стремящуюся раскрыть стык. Это условие выполняется, если

(4.49)

или

(4.50)

где К – коэффициент уравновешивания, определяется из соотношения

(4.51)

Когда К равен 0,5, удельное давление, определяемое формулой (4.48), становится равным нулю, а уплотнение называют полностью разгруженным. Если коэффициент К больше 1 уплотнение называют неразгруженным.
Степень разгрузки является важной характеристикой торцового уплотнения. Экспериментальные исследования показали, что оптимальными являются значения коэффициента уравновешивания в пределах (0,55-0,80) и зависят они от величины уплотняемого давления.
Однако, в некоторых случаях уплотнения хорошо работают и при К равном 0,40. Это лишний раз подтверждает тот факт, что (4.48) не дает истинного значения удельного давления в паре трения. С другой стороны, оптимальные значения (0,55 – 0,80) позволяют сказать, что такая расчетная интегральная величина, как сила давления, достаточно близка к действительности, несмотря на то, что истинный закон изменения давления по радиусу может существенно отличаться от принятого в расчетах линейного закона.
Определим коэффициент уравновешивания по (4.51)


K = 0,6.

Найденные значение коэффициента уравновешивания меньше 1, значит, уплотнение относится к разгруженным уплотнениям.


4.4.3 Потеря мощности на трение.


Эта потеря, по имеющимся экспериментальным данным, в 2-10 раз меньше мощности, теряемой в сальниках. Так что для крупных насосов, с точки зрения экономичности, эта мощность и ее вычисление не имеют практического значения. Однако есть другая сторона проблемы: мощность, теряемая на трение, приводит к нагреву трущихся поверхностей, что ухудшает условия их смазки, вызывает термические напряжения и деформации. Поэтому потери мощности на трение, естественно, стремятся свести к минимуму. Кроме того, оценка мощности трения необходима для расчета холодильников.
Для подсчета мощности трения нужно знать распределение удельного давления и коэффициента трения на уплотняющих поверхностях. Поскольку ни того, ни другого мы не знаем с достаточной точностью, можно дать лишь грубую оценку мощности трения N по формуле

(4.52)

где b – ширина уплотнительного пояска, вычисляется по формуле

(4.53)

Dср – средний диаметр равный

(4.54)

t – коэффициент трения, t = 0,05-0,15.
Определим ширину уплотнительного пояска по (4.52)



Средний диаметр по формуле (4.54) равняется



По (4.52) находим потерю мощности на трение




Размер файла: 656 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 2         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.