Расчет шпоночного соединения

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 4

Выбираю шпонку призматическую первого исполнения по ГОСТ 23360-78. Шпонка 8*7*40.

Определяем напряжения смятия боковой поверхности шпонки

= 5, 8 10⁶ Па.

где: d – диаметр вала, м. d = 0, 03 м;

h – высота шпонки, м. h = 0, 007 м;

b – глубина шпоночного паза, м. b = 0, 004 м;

l – длина шпонки, м. l = 0, 040 м;

Условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия для стальной ступицы [s_см] =(80...120) × 10⁶ Па.

5, 8 10^{6 ≤}80 10⁶

Принимаем 1 шпонку.

Расчет рабочего колеса

Площадь сечения

ε - коэффициент, учитывающий влияние характерных размеров (толщины) дисков колеса ε =0.85.

Находим коэффициент запаса прочности:

Определяем выполняемость условия прочности, для чугунных и бронзовых колес n_m=3-4

Расчет корпуса насоса

4.4.1 Расчет цилиндрической части корпуса

Определяем меридиальные напряжения (вдоль оси насоса):

= 1, 197 10⁶ Па

где: p – избыточное давление внутри корпуса насоса, Па;

d – толщина стенки корпуса, м. Принимаю d = 0, 01 м.

p=H 10⁴ =1, 8 10⁵Па

Определение окружных напряжений:

= 2, 39 10⁶ Па

Определяем эквивалентные напряжения в расчетном сечении для плосконапряженного состояния:

= 2, 8 10⁶ Па

Рассчитываем допускаемые напряжения:

= 2 10⁸ Па

Определяем запас прочности:

= 71, 4

Проверка условия прочности:

где: [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности. Он выбирается из пределов: [n] = 3 ¸ 3, 4

71, 4 ≥ 3

4.4.2 Расчет крышки корпуса

Определяем максимальные напряжения в крышке:

= 2, 657 10⁷ Па

где: a – диаметр крышки, м. a = 0, 27 м;

h – толщина крышки, м. h = 0, 025 м;

b – радиус вала, м. b = 0, 015 м;

C₂ – коэффициент, зависящий от отношения радиусов пластины и центрального отверстия в ней a / b. При a / b = 7: C₂ = 2, 25.

Определяем допускаемые напряжения.

= 2 10⁸ Па

Определяем запас прочности:

= 7, 527

Проверка условия прочности:

7, 527 ≥ 3, 4

4.4.3 Расчет болтов, соединяющих детали корпуса

Определяем площадь крышки:

= 0, 23

Определяем усилие, действующее на болты в плоскости разъема:

= 4, 14 10⁴ H

Определяем усилие затяжки:

где: s_зат– напряжение, возникающее в шпильках, от затяжки их при монтаже корпуса насоса, Па

где: n – коэффициент затяжки, для мягких прокладок n = 2;

Z – количество болтов. Принимаю z = 8;

F₁ – площадь шпильки по внутреннему диаметру резьбы, м²

где: – внутренний радиус резьбы.

= 6, 27 10⁴ Па

= 1, 035 10⁴ H

Определяем расчетную нагрузку на один болт:

где: c - коэффициент, принимаемый c = 0, 2 ¸ 0, 3. Принимаю c = 0, 2.

= 1, 139 10⁴ H

Определяем нормальное (растягивающее) напряжение в нарезной части болта:

= 6, 903 10⁷ Па

Определяем крутящий момент, действующий на болт при затяжке:

где: d₀ – наружный диаметр резьбы, м;

k – коэффициент, k = 0, 12.

М_кр= 19, 87 H м

Определяем наибольшие касательные напряжения в нарезной части болта:

= 4, 07 10⁶ Па

Определяем наибольшие приведенные напряжения:

= 6, 94 10⁷ Па

Определяем коэффициент запаса прочности болтов:

=3, 747

Проверяем условие прочности:

3, 747 ≥ 2, 5

Расчет для выбора муфты

В данном проекте муфты не рассчитываются, а подбираются стандартные по диаметру вала и расчетному значению крутящего момента:

где K_р – коэффициент режима работы, он принимается в пределах K_р = 1, 25 ¸ 2, 0. Принимаю K_р =1, 25

= 103, 83 H м

Выбор подшипников

В данном насосе применяются роликовые подшипники 212 с диаметром внутреннего кольца d = 60 мм, диаметр наружного кольца D = 110 мм, ширина наружного кольца B = 22 мм - по ГОСТ 8338-75.

Расчет утечек через уплотнения

Определение коэффициента расхода жидкости

Для уплотнения с плоскими кольцами:

= 0, 4