Расчет и проектирование диспергатора

1. Расчет параметров на входе в барабан диспергатора

Объемный КПД предварительно принимаем  

Находим расход через барабан, [м3/с]:

Определяем скорость на входе в барабан, [м/с]:

,

где -коэффициент из диапазона (0,051…0,035)

Находим приведенный диаметр входа,[м]:

где -коэффициент из диапазона (3,5…4,5) .

Вычислим мощность, потребляемую насосом, [кВт]:

 

где - КПД насоса принимаем 0,7.

-плотность жидкости(кг/дм3)

     Коэффициент запаса в зависимости от потребляемой насосом мощности в рабочем режиме =1.25, если 20.

В результате мощность потребляемая насосом будет вычислена по формуле:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет диаметра вала

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.

Определяем крутящий момент:

,

Где N- мощность потребляемая насосом(Вт);

- угловая скорость, (сек).

Найдем угловую скорость:

Рассчитаем крутящий момент вала:

Вычислим средний диаметр вала:

,

где допустимое напряжение на кручение для валов из углеродистой стали.

Диаметр вала под подшипником принимаем 20 мм: мм

Принимаем dв = 20 мм из конструктивных соображений.

Находим момент инерции вала:

,

 где, - диаметр вала.

.

Радиальная нагрузка находится по формуле:

  ,

где k – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров

(0,45-0,85);

Е – модуль упругости материала вала,(Па).

J – момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки (кг/м.куб.);

С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, (0.09 м);

.

Найдем окружную радиальную силу:

где, D – наружный диаметр шлицев (0,022 м);

Вычислим максимальный изгибающий момент конце вала:

,

где b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, выбираем из интервала (0.025…0.045), (м).

Определим максимальное напряжение изгиба в опасном сечении:

,

где Wх – осевой момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо ( );

Вычислим осевой момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо:

,

где - полярный момент сопротивления вала ( ).

Вычислим полярный момент из следующей формулы:

,

Найдем осевой момент сопротивления вала:

Максимальное напряжение изгиба будет:

Определяем напряжение кручения:

Вычислим эквивалентное напряжение:

,

 

Найдем коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

,

Для вала насоса берем сталь  с пределом текучести .

 

Из результатов расчетов видно, что вал из стали диаметром 20 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности 8,78, который удовлетворяет условию

В качестве уплотнения на валу выбираем сальниковую набивку.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет шпоночного соединения

Шпоночное соединение проверяется на смятие, по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу:

,

Где – момент передаваемый рабочему колесу( );

 – диаметр вала (м);

t - глубина паза по валу(м);

l - длина посадочной части рабочего колеса (м);

h – высота шпонки (м).

Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД.

Мощность двигателя должна удовлетворять условию:

где - мощность потребляемая насосом.

Исходя из этого условия, выбираем электродвигатель, мощность которого 5,5 кВт. Определим момент передаваемый рабочему колесу:

,

Находим напряжение шпонки на смятие:

Для этого конструктивно зададимся следующими параметрами:

t =0.005 - глубина паза по валу (м);

l =0.02 - длина посадочной части рабочего колеса (м);

h =0.006 – высота шпонки (м).

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 23360 – 78.

 

 

4. Выбор и расчет муфты

     Для соединения вала редуктора с валом двигателя выбираем муфту упругую, втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424 – 75.

Технические характеристики муфты.

Максимальный крутящий момент Н.мм

Максимальная частота вращения  об/мин.

Радиальное смещение осей валов не более 0,2 мм

Угловое смещение валов не более              1030/

Проверка удельного давления на упругие элементы МУВП проводится по формуле:

,

где (Н.мм) – расчетный крутящий момент;

(мм)–диаметр окружности, на которой расположены оси пальцев;

(мм) – длина втулки;

- число пальцев;

МПа – предел прочности для муфты.

.

, условие выполняется.

Проверка пальцев на изгиб проводится по формуле:

,

где мм – длина пальца.

МПа – предел прочности для стали.

МПа

, условие выполняется.

5. Прочностной расчет корпуса полумуфты

     Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном сечении.

Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:

,

Где σ – сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении  полумуфты;

[σ] – допустимое сопротивление  при растяжении.

Допустимое сопротивление при растяжении определяется из выражения

,

Где – предел текучести материала, из которого отлита полумуфта.

Определяем напряжение, получаемое давлением максимальной нагрузки на площадь по формуле:

,

где S – максимальная нагрузка, действующая на полумуфту;

,

где  m =70 кг – масса насосного агрегата;

g – ускорение свободного падения.

.

- площадь полумуфты в опасном сечении.

.

Прочность полумуфты в опасном сечении является допустимой, так как выполняется условие: 1,2 < 78.

Коэффициент запаса прочности определяем из выражения

,

где [σ] – допускаемое сопротивление при растяжении;

σ- сопротивление, при растяжении действующее в опасном сечении муфты.

.

Полученный коэффициент запаса прочности является допустимым.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6. Выбор и расчет подшипников

Во многих случаях на подшипник действует комбинированная нагрузка, состоящая из радиальной Fr и осевой Fa составляющих. В этом случае с каталожным значением С0 сравнивается эквивалентная нагрузка. В формуле для ее определения используют коэффициенты, учитывающие перераспределение нагрузки по телам качения. Рассчитанная эквивалентная нагрузка вызывает приблизительно такую же остаточную деформацию, как и совместно действующие на подшипник нагрузки Fr и Fa.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников эквивалентная статическая радиальная нагрузка определяется по формулам:

P0r=X0Fr + Y0Fa;

где Х0 = 0,5.Y0 = 0,47 - коэффициент соответственно радиальной и осевой статической нагрузки (табл. 3.1); 12 - угол контакта.

P0r=0,5*434,6+0,47* =716,44

Для упорных и упорно - радиальных  подшипников эквивалентную статическую осевую нагрузку подсчитывают по формулам:

P0а= Fa + 2,3Fr tg α= +2,3*434,6*0,213=1275,6

Из каталога находим подшипники 118, 214, 310, 409 (оптимальны для использования в условиях высоких радиальных нагрузок )выбираем один из них.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

     В данной курсовой  работе были рассчитаны основные  параметры диспергатора. Помимо основных расчетов, были произведены расчеты на прочность некоторых составляющих. Наш диспергатор я буду проектировать на базе центробежного насоса. Мощность двигателя я выбрал по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся: подача, напор, КПД. Также в программе KOMPAS 3-D был начерчен чертеж предполагаемого диспергатора, с некоторыми его узлами.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Шейнблит А.В. «Курсовое проектирование деталей машин».

2. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы / Т.М.Башта, С.С.Руднев, Б.Б.Некрасов и др. М.: Машиностроение, 1970

3. Центробежные и осевые насосы / А.А.Ломакин. М.: Машиностроение, 1966