Расчет вала.

При нормальной работе вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузке на верхний торец вала и радиальной нагрузке.

(2.34)

где s_изг - наибольшее напряжение при изгибе;

t - наибольшее напряжение при кручении;

Наибольшее напряжение при изгибе определим по уравнению 2.35:

, (2.35)

где М_и - изгибающий момент;

W_и - осевой момент сопротивления сечения вала.

Наибольшее напряжение при кручении определим по уравнению 2.36:

, (2.36)

где М_к - крутящий момент;

W_к - полярный момент сопротивления сечения вала.

Определим полярный и осевой моменты сопротивления сечения вала.

где D - наружный диаметр вала, D=17мм;

d - внутренний диаметр шлицев, d=14мм;

b - ширина шлица, b=3, 5мм;

z - число шлицев, z=6.

Определим крутящий момент на валу:

(2.37)

где N - приводная мощность двигателя, N=27кВт;

ω - угловая скорость:

Поставим полученные значения в уравнение 2.36 и получим величину касательного напряжения:

Изгибающий момент определим по уравнению:

, (2.38)

где Р₁ - радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала;

Р₂ - вторая радиальная нагрузка возникающая вследствие неточности изготовления шлицев;

l - расстояние от точки приложения силы до кольцевой проточки, принимаем l =0, 07 м.

Радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала:

, (2.39)

где Е - модуль упругости, Е=2, 1·10⁵ МПа;

I - осевой момент инерции, м⁴;

Δ Y - стрела прогиба шлицевого конца вала, Δ Y=1·10^-5м,

С - расстояние от центра подшипника до середины сочленения муфты и вала, С=0, 1м.

Определим момент инерции:

(2.40)

Подставим полученные значения в уравнение 2.39 и получим:

Вторая радиальная нагрузка возникает вследствие неточности изготовления шлицев. Число шлицев, включенных в работу равно 0, 8 от общего числа. Пять работающих шлицев передают нагрузку, равную 0, 2Р_окр.

, (2.41)

где dср - средний диаметр шлицев, d=15, 5мм.

Максимальный изгибающий момент получим:

Определим напряжение изгиба в опасном сечении:

Эквивалентное напряжение получим:

Коэффициент запаса прочности:

где σ _m - предел текучести стали 40Х, σ _m=950 МПа.

В результате проведенных расчетов определил геометрические параметры ступени насоса на заданные параметры работы насоса. Установил возможность использования в проектируемом насосе корпуса из стали 20 и вала из стали 40Х, при этом запас прочности превышает минимально допустимое значение.

В том, случае, если запас прочности меньше 1, 5, то необходимо применять другой материал (рекомендуется использовать справочники сталей).

Приложение №1 к Методическим указания и контрольные задания для студентов «Расчет ступеней погружных центробежных насосов»

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего

профессионального образования «Ижевский государственный технический университет

имени М.Т. Калашникова»

(ИжГТУ имени М.Т. Калашникова)

Кафедра «Тепловые двигатели и установки»

Контрольная работа №1 на тему:

«Расчет ступеней погружных центробежных насосов»

Выполнил:

Студент группы № Иванов И.И.

Проверил

Научная степень, должность Петров А.А.

Ижевск – 2014