Расчет проточной части и компоновка ГЦНПК
Наличие теоретических и эмпирических соотношений между параметрами насоса в сочетании с накопленными практикой рекомендациями дают принципиальную возможность иметь замкнутую систему уравнений, описывающую проектируемый агрегат. Решение системы позволяет получить основные размеры и показатели действия насоса и оптимизировать его характеристики путем вариантных расчетов. Для курсового проектирования достаточно определения основных размеров узлов насоса на уровне инженерных расчетов и оценок. Методика расчета проточной части насосов с центробежным рабочим колесом приведена в руководствах [1, 7]. Пример расчета центробежного насоса для перекачки жидкого натрия представлен в [9]. Конструктивные схемы герметичных ГЦНПК подробно описаны в [2, 4, 5]. Там же разобраны системы охлаждения, газоудаления и устройство статоров с обмотками, гермовводами и изолирующей перегородкой. Описаны конструктивное исполнение роторов и гидродинамических подшипников скольжения. Даны рекомендации по выбору материалов.
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА
В качестве исходных данных при выполнении курсового проекта служат: 1.1.Заданная к курсовой работе по дисциплине «Тепловые схемы ПТУ» величина мощности главной турбины - NE. 1.2. Принятые по согласованию с руководителем: - КПД ЯЭУ –η ЭУ, - число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n П, - потребный напор ГЦНПК – Н, - давление и температура воды на входе в насос – P, T, -разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – Δ T, -угловая скорость вращения вала насоса – n, об/мин; -величина действующих перегрузок –3, 0 g. 1.3. Конструктивная схема насоса, материалы корпуса и подшипниковых опор.
2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА
2.1. Конструкция рабочего колеса насоса в значительной степени определяется коэффициентом быстроходности, который рассчитывается для одноступенчатого и однопроточного насоса по формуле:
nS =3, 65 n Q 1/2/ Н 3/4 (2.1)
2.2. Величина подачи ГЦНПК Q определяется по заданным исходным данным:
Q = NE / η ЭУ n П Δ T СР ρ, (2.2)
где СР и ρ -теплоемкость и плотность воды при заданных P, T. 2.3. В зависимости от величины nS рабочие колеса центробежных насосов условно разделяют на 4 типа (рис. 8.1). Зная величину коэффициента быстроходности, можно судить о форме меридианного (вдоль оси вала) сечения колеса, а также приближенно определить значения КПД и коэффициентов, которыми приходится задаваться в процессе расчета. В тихоходных колесах (nS = 40 - 80) входная кромка лопасти обычно расположена по отношению к оси вращения на цилиндрической поверхности, сама лопасть имеет криволинейную цилиндрическую форму, а струйки тока жидкости движутся в одинаковых условиях. В нормальных и быстроходных колесах центробежных насосов, которыми часто снабжаются ГЦНПК, входные кромки лопастей выходят в зону поворота потока от осевого направления к радиальному.
3. РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.
3.1.Расход жидкости через рабочее колесо больше, чем через насос на величину протечек, что учитывается объемным к.п.д. насоса - η о. Теоретические соображения в сочетании с накопленным опытом позволяют ориентировочно оценить η о в зависимости от размеров колеса и коэффициента быстроходности. Для предварительных расчетов η о можно принимать равным 0, 95, или использовать зависимость, дающую удовлетворительное согласие с данными испытаний:
η о = 1/(1+0, 68/ n s2/3), (3.1)
Таким образом, в качестве расчетного расхода через рабочее колесо – Q 1 можно брать величину: Q 1 = Q (1+0, 68/ n s2/3) ≈ Q /0, 95. (3.2)
3.2. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D 0ПР = (D2 0 – d 2ВТ) с учетом величины диаметра втулки d ВТ (см. рис. 3.1) рекомендуется определять по формуле:
D 0ПР = (4, 25 – 5, 7) (Q 1 / n)1/3, (3.3)
3.3. Диаметр втулки - d ВТ находится конструктивно через диаметр вала d В с учетом размещения шпонки или других креплений Р на валу: d ВТ = 1, 2 d В. Диаметр вала определяется расчетом прочности на кручение:
d В = (МКР/ 0, 2 τ ДОП)1/3 (3.4)
Крутящий момент вычисляется по мощности насоса N в, которую приближенно можно найти, задаваясь полным КПД насоса: η = η г η об η мех и расчетной величиной полезной мощности N пол = ρ Q g Н (см. 6.3, 6.7):
N в = ρ Q g Н /η г η об η мех = ρ Q g Н η. (3.5)
В первом приближении - η = η г η об η мех = 0, 9. 0, 95. 0, 9 = 0, 77 и расчетный крутящий момент на валу ГЦНПК определяется соотношением:
МКР = ρ Q g Н η / ω = 30 ρ Q g Н η /π n. (3.6)
Зависящее от материала вала и его геометрии допускаемое напряжение сдвига τ ДОП можно принять равным τ ДОП =150 МПа. 3.4. Расчетное значение входного диаметра:
D 0 = (D2 0ПР + d 2ВТ)1/2. (3.7)
3.5. Расположение входной кромки лопастей зависит от требуемых кавитационных свойств насоса и соотношения диаметров D 0 и D 2 (см. рис. 8.1). При малой разнице между D 0 и D 2 входную кромку (ее середину) следует располагать на диаметрах D 1< D 0. При этом лопасть приобретает форму двояковыпуклой поверхности и называется лопастью двойной кривизны. Такая форма лопасти позволяет ей стыковаться с боковыми стенками почти перпендикулярно, затрудняя тем самым образование “мертвых” зон во внутренних каналах колеса. При большой разнице между наружным диаметром колеса D 2 и D 0 входные кромки лопастей располагают на диаметре D 1, близком к D 0. Это характерно для тихоходных и нормальных колес, т.е. при nS = 40 - 150. 3.6. Выбор диаметра D 1 позволяет построить параллелограмм скоростей на входе в колесо насоса (рис.3.1 и 3.2). Для этого следует задаться меридианной составляющей абсолютной скорости на входе в межлопаточный канал без учета толщины лопаток – С М0. Наличие вихревых отрывных зон и неравномерность поля скоростей в зоне поворота на входе в РК затрудняют точный расчет С М0. Условно можно принять равенство С М0 абсолютной скорости на входе в колесо - С 0, величина которой:
С 0= 4 Q 1/ π (D2 0 – d 2ВТ) (3.8)
для колеса с односторонним входом не должна превышать 10 м/с. Увеличение меридианной скорости на входе в МЛП учитывается введением коэффициента стеснения К1 = 1, 05 – 1, 2, что дает величину:
С 1 r = С 1 = С М1 = К1 . С М0. (3.9)
3.7. Ввиду отсутствия закрутки потока на входе в колесо построение треугольника скоростей проводится в предположении равенства нулю окружной составляющей абсолютной скорости на входе в колесо С 1 u. Окружная скорость колеса на диаметре D 1:
U 1 = D 1 π n /60 (3.10)
3.8. Угол входа потока на лопасти, т.е. угол между направлением относительной скорости W 1 и направлением обратной окружной скорости U 1, находится из условия безударного входа потока в МЛП:
tg β 1БУ= С 1/ U 1. (3.11)
Определенную таким образом величину β 1БУ следует увеличить на положительный угол атаки 5< i < 120, чтобы получить расчетное значение лопастного угла β 1Л (индекс л в дальнейшем опущен). Малые углы β 1Л = β 1 приводят к неблагоприятной длинной и узкой форме межлопастных каналов и большому загромождению входного сечения. Величина угла β 1 у хорошо спроектированных РК находится в пределах 10- 35º. 3.9. Ширина каналов МЛП на входе в РК определяется геометрией входного сечения и Q 1:
b 1 = Q 1 / π D 1 С 1. (3.12)
4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РАБОЧЕГО КОЛЕСА
4.1. Для определения наружного диаметра колеса D 2 при заданной угловой скорости вращения ω = π n /30 используется уравнение Эйлера
Н РК, т.∞.= U 2 С2u / g= D 2. ω. С 2 u/ g, (4.1)
где проекция абсолютной скорости С 2 u = U 2 - С 2 r Ctg β 2. (4.2) Подстановка 4.2 в 4.1
gН РК, т.∞.= U 22 - U 2 С 2 r Ctg β 2 (4.3)
и решение 4.3 относительно U 2 дает расчетное соотношение для U 2 и D 2:
U 2 = 0, 5 С 2 r Ctg β 2 + [(0, 5 С 2 r Ctg β 2)2 + gН РК, т.∞.]1/2 (4.4)
D 2 = 60 U 2 / π n. (4.5)
4.2. Чтобы воспользоваться 4.5 при заданном потребном напоре ГЦНПК – Н, необходимо: - используя понятие гидравлического КПД насоса η г, учесть гидравлические потери напора в насосе, а также влияние конечного числа лопастей РК. - определиться с величинами β 2 и С 2 r. 4.2.1. Величину η г можно оценить по эмпирической зависимости, называемой формулой Ломакина: η г= 1 – 0, 42 (lg 1000 D 0ПР – 0, 172)-2.
4.2.2. В первом приближении можно положить: β 2 =β 1 и С 2 r = С 1. 4.2.3. С учетом этих допущений расчетная формула для D 2 приобретает вид:
D 2 = 30. С 1 Ctg β 1 {1 + [1 + gН / η г (0, 5. С 1 Ctg β 1)2]1/2}. (4.6)
4.3. Ширина каналов МЛП на выходе из РК определяется через отношение диаметров D 2 / D 1 = m: b 2 = b 1 / m. (4.7)
4.4. Число лопастей РК принимают конструктивно или рассчитывают по формуле Пфлейдерера:
Z = 6, 5 [(m +1)/(m -1)] Sin 0, 5 (β 1 + β 2), (4.8)
подставляя β 2 =β 1. 4.5. Округлив Z до ближайшего целого числа и вычислив по формуле Стодолы поправочный коэффициент:
μ =1-(π U 2 Sin β 1)/ Z С 2 u, (4.9)
а также откорректированное значение η 1Г = μ η Г , находят уточненную величину D 2. 4.6. Дальнейшее уточнение расчета выполняют задаваясь толщиной лопасти δ ≈ 0, 007 м, вычисляют коэффициенты затеснения на входе и выходе из РК, а затем угол β 2 .
5. ПРОФИЛИРОВАНИЕ МЕРИДИАННОГО СЕЧЕНИЯ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И ЛОПАСТЕЙ В ПЛАНЕ
5.1. Профилирование меридианного сечения колеса производится исходя из анализа гидродинамики течения и опыта, накопленного при разработке и доводки насосов. Форма средней линии в известной степени определяется nS (рис. 8.1). При малых nS средняя линия перпендикулярна оси вращения и поворот потока осуществляется по небольшому радиусу. С ростом nS происходит превращение радиального центробежного колеса в диагональное, выражающееся в росте радиуса поворота и отклонении средней линии МЛП от перпендикулярного к оси РК направления. 5.2. В курсовом проекте меридианное сечение по вычисленным D 2, D 1 , b 2, b 1 изображают плавными линиями, руководствуясь изображениями прототипа. 5.3. Точный способ профилирования межлопастного канала проводят в целях обеспечения заданного закона изменения скоростей W и C по длине. Высокий гидравлический КПД показывают при этом каналы, у которых площадь проходного сечения имеет максимум, расположенный между D1 и D2. Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах. В рамках курсового проектирования достаточно ограничиться приближенным способом профилирования лопаток. При этом способе выдерживаются определенные выше величины углов β 2 =β 1., а форма очертания лопаток может быть простой: дуга окружности, парабола и т.п. Затем на среднюю линию наращивается толщина профиля δ, законом изменения которой по длине дуги задаются, стремясь к гидравлическому совершенству канала. Профиль цилиндрической лопатки с целью улучшения кавитационных качеств обычно выполняют утолщенным в середине дуги, что перемещает зону профильного разрежения в область более высоких давлений. Для профилирования лопаток двоякой кривизны удобен способ использования конформных отображений, описанный в соответствующих руководствах.
6. РАСЧЕТ ОТВОДЯЩИХ УСТРОЙСТВ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
6.1. Спиральный диффузор является основным типом отводящего устройства, используемого в центробежных насосах. К спиральному отводу обычно присоединяют конический диффузор с углом раскрытия около 10° (рис.9.1). Определение основных размеров такого отвода наиболее просто выполнить исходя из постоянства средней скорости потока C АСР во всех радиальных сечениях спирали. 6.2. Последовательность расчета: - принимают C АСР = 0, 7 C 2 = 0, 7 (С 22 r +С 2 2U)1/2 =[ С 21 +(gН / U 2)2]1/2, - рассчитывают площадь выходного сечения спирали F ВЫХ= Q /C АСР, - определяют площадь сечения спирали F φ на нескольких углах охвата РК φ: F (φ) = φ F ВЫХ / 3600, - по величине F φ, задаваясь формой поперечного сечения, находят линейные размеры улитки. 6.3. Выходной и текущий радиусы для круглого сечения спирали:
r ВЫХ = (Q / π C АСР)1/2,
r (φ) = (F (φ) / π)1/2.
6.4. Радиус средней линии спирали:
R СП = 0, 5 D2 + r ВЫХ (φ / 360)1/2.
7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАБАРИТОВ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
7.1. Для компоновки насоса в рамках курсового проектирования достаточно иметь приблизительные оценки размеров основных элементов встроенного асинхронного электродвигателя: 1 – длины пакета железа статора – L Ж; 2 – наружного диаметра железа статора – D СТ ; 3 – диаметра ротора – D Р; 4 – длины лобовых частей обмоток статора – L ЛЧ. Накопленный опыт проектирования позволяет сделать необходимые оценки величин 1 – 4 по графикам рис.1 в зависимости от мощности асинхронного N дв, кВт и угловой скорости – n. Размеры даны с учетом потерь встроенного асинхронного электродвигателя, учтенных введением коэффициента потерь на вращение ротора - η РОТ ≈ 0, 85. 7.2. Мощность насоса рассчитывается по ранее определенным η г, η об и принятом значении механического КПД -η мех=0, 9, а с учетом η РОТ расчетная формула полезной мощности двигателя – Nдв приобретает вид:
Nдв = N в /= ρ Q g Н /η Г η ОБ η МЕХ η РОТ.
8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР
8.1. После компоновки ГЦНПК и определения габаритов вращающихся частей выполняют расчет массы ротора – МР, кг. Приближенное расчетное соотношение при плотности железа ρ Ж =7800:
МР = 1, 2 ρ Ж L Ж . π D 2Р /4 = 7350 L Ж . D 2Р, (9.1)
где коэффициент 1, 2 учитывает дополнительную массу пяты и вала, заключенного в подшипники. 8.2. В качестве расчетной нагрузки G обычно принимается усилие перегрузки в 3 g, приложенное в центре тяжести ротора:
G = 3 g. МР. (9.2)
8.3. Подпятник рассчитывается на полную нагрузку, каждый из подшипников – на половинную. Применяемые материалы трущейся пары при водяной смазке: - втулки подшипника и секторного кольца подпятника – фторопластографит 2П-1000-3П, - шипа и пяты – хромоникелевый сплав ВЖЛ-2. 8.4. Принятые исходные данные для расчета подшипников: - допускаемая величина произведения окружной скорости втулки шипа на удельную нагрузку: [W р СР] = [ 0, 5ω d П р СР] = [ π nd П р СР/60]< 106 н/м сек, - рекомендуемое отношение длины подшипника к диаметру шипа l П / d П = 2, 0, - отношение внутреннего диаметра вкладыша подпятника d ВН к диаметру шипа d ВН = 1, 5 d П. 8.5. Из равенства:
π nd П р СР/60 = π n 0, 5 G / 60 l П = [ 0, 5 d П ω р СР] =106
расчетная длина каждого из подшипников:
l П = π n G /120. 106 = 2, 62. 10-8 n G (9, 3)
Диаметр подшипника:
d П = 0, 5 l П. (9.4)
8.6. Площадь трущейся поверхности подпятника с наружным диаметром вкладыша d Н и средним диаметром d СР = 0, 5(d Н + 1, 5 d П):
f ПП = π d СР 0, 5(d Н - 1, 5 d П).
8.7. Выражение для допустимого режима работы трущейся пары подпятника:
[W р СР]=0, 5ω d СР G/ f ПП =0, 5ω d СР G/ π d СР 0, 5(d Н -1, 5 d П)=ω G/ π (d Н-1, 5 d П), (9.5)
откуда наружный диаметр вкладыша подпятника d Н:
d Н =1, 5 d П + ω G/ π. 106 =1, 5 d П + n G/ 30. 106. (9.6)
8.7. Для подачи водяной смазки в зону трения трущиеся поверхности подшипников и подпятников должны иметь соответственно продольные и радиальные канавки в количестве 6-8 штук сечением 10 – 15 мм2.
9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТОЛЩИНЫ СТЕНКИ КОРПУСА ГЕРМЕТИЧНОГО ГЦНПК
9.1. В расчетной практике расчет толщины стенок δ СТ цилиндрического сосуда, находящихся под действием внутреннего давления P РАСЧ = 1, 25 Р, производят в соответствии с третьей теорией прочности (теорией наибольших касательных напряжений), которая применяется для пластичных материалов [10]:
δ СТ = P РАСЧ D СТ /(2, 0 φ σ ДОП – P РАСЧ), (10.1)
где φ и σ ДОП – коэффициент прочности сварных швов и допускаемое напряжение материала при рабочей температуре Т. 9.2. Для оценочных расчетов можно принять φ =1, 0, а величину допускаемого напряжения стали ОХ18Н10Т при температуре Т =300 0С - σ ДОП = 120 МПа.
ПРИМЕР РАСЧЕТА
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Мощность главной турбины - NE =40 МВт = 40. 106 Вт. КПД ЯЭУ –η ЭУ =0, 25, Число петель системы циркуляции первичного водного теплоносителя – n П=4, Потребный напор ГЦНПК – Н =50 м, Давление и температура воды на входе в насос – P= 18 МПа, T =300 0С, Разность температур теплоносителя на входе и выходе из реактора – Δ T =30 0С, Величина действующих перегрузок –3, 0 g, Угловая скорость вращения вала насоса – n =1430, об/мин. Конструктивная схема насоса – центробежный, герметичный, с подшипниками, смазываемыми водой.
2. КОЭФФИЦИЕНТ БЫСТРОХОДНОСТИ НАСОСА
2.1. Подача ГЦНПК при теплоемкости СР =5656 и плотности ρ =755:
Q = NE / η ЭУ n П Δ T СР ρ =30. 106 /0, 25. 4. 30. 5656. 755 = 0, 234 м3/сек.
2.2. Коэффициент быстроходности:
nS =3, 65 n Q 1/2/ Н 3/4 = 3, 65. 1430. 0, 2341/2 / 503/4 = 134.
3. РАЗМЕРЫ ВХОДА В РАБОЧЕЕ КОЛЕСО.
3.1. Объемный КПД:
η ОБ = 1/(1+0, 68/ n s2/3) = 1/(1+0, 68/1342/3) = 0, 975.
3.2.Расчетный расход через РК:
Q 1 = Q /0, 975 = 0, 234/0, 975 = 0, 24.
3.3. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо:
D 0ПР = 5, 0 (Q 1 / n)1/3 = 5, 0 (0, 24 / 1430)1/3 = 0, 284,
3.4. Крутящий момент при η = η Г η ОБ η МЕХ = 0, 9. 0, 975. 0, 9 =0, 78:
МКР = 30 ρ Q g Н η /π n = 30. 755. 0, 234. 9, 81. 50. 0, 78/3, 14. 1430 =
= 30. 67600/3.14. 1430 = 451, 6 нм.
3.5. Диаметр вала и втулки при τ ДОП =15, 0 МПа: d В = (МКР/ 0, 2 τ ДОП)1/3 = (451, 6/ 0, 2. 15, 0.106)1/3 =0, 053 м.
d ВТ = 1, 2 d В = 1, 2. 0, 053 = 0, 064 м.
3.6. Расчетное значение входного диаметра:
D 0 = (D2 0ПР + d 2ВТ)1/2 = (0, 2842 + 0, 0642)1/2 = 0.291 м.
3.7. Абсолютная скорость на входе в РК:
С 0= 4 Q 1/ π D2 0ПР = 4. 0, 24 / 3, 14. 0, 2842 = 3, 66 м/сек.
3.8. Скорость на входе в МЛП при коэффициенте стеснения К1=1, 15:
С 1 r = С 1 = К1 . С 0 = 1, 15. 3, 66 = 4, 21.
3.9. Окружная скорость колеса на диаметре D 1 = D 0:
U 1 = D 0 π n /60 = 0, 291. 3.14. 1430 /60 = 21, 78.
3.10. Угол входа потока на лопасти при принятом угле атаки i = 50:
tg β 1БУ= С 1/ U 1 = 4, 21/21, 78 = 0, 193.
β 1 =β 1Л = β 1БУ+ i = 11 + 6 = 170.
3.11. Ширина каналов МЛП на входе в РК:
b 1 = Q 1 / π D 1 С 1 =0, 24 /3.14. 0, 291. 4, 21 = 0, 063.
4. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ НА ВЫХОДЕ ИЗ РК
4.1. Гидравлический КПД РК:
η Г= 1 – 0, 42 (lg 1000 D 0ПР – 0, 172)-2 = 1-0, 42(lg 1000. 0, 284 – 0, 172)-2 = 0, 92.
4.2. Окружная скорость при β 2 =β 1 и С 2 r = С 1:
U 2 = 0, 5. С 1 Ctg β 1 + [(0, 5. С 1 Ctg β 1)2 + gН /η Г]1/2 =
= 0, 5. 4, 21 /tg 170 + [(0, 5. 4, 21 /tg 170)2 + 9, 81. 50 /0, 92]1/2 =
= 7 + [49 + 533]1/2 = 7 + 24, 1 = 31, 1 м/сек.
4.3 Наружный диаметр РК:
D 2 = 60 U 2 / π n = 60. 31, 1 /3.14. 1430= 0, 416 м.
Отношение m= D 2 / D 1 = 0, 416/ 0, 291= 1, 43.
4.4. Ширина каналов МЛП на выходе из РК:
b 2 = b 1 / m = 0, 063/1, 43 = 0, 044.
4.5. Число лопастей РК - Z принимаем конструктивно равным 8, толщину лопасти δ =0, 007 м. Полученные значения размеров можно считать приемлемыми для компоновки агрегата.
5. ПРОФИЛЬ И ПЛАН РК
5.1. На рис. 1 представлены параллелограммы скоростей в масштабе М 1: 2. 10-3, а на рис. 2 сечения РК в масштабе 1: 10.
6. СПИРАЛЬНЫЙ ОТВОД НАСОСА
Средняя скорость течения в отводе:
C АСР = 0, 7 C 2 = 0, 7 16, 32 = 11, 42м/с.
6.2. Площадь выходного сечения спирали:
F ВЫХ= Q /C АСР = 0, 234/11, 42 = 0, 020.
6.3. Выходной радиус для круглого сечения спирали:
r ВЫХ = (F ВЫХ / π)1/2 = (0, 020 / 3, 14)1/2 = 0, 081.
6.4. Радиус средней линии спирали в выходном сечении:
R СП = 0, 5 D2 + r ВЫХ = 0, 5. 0, 416 + 0, 081 = 0, 290 м.
7. ГАБАРИТЫ АСИНХРОННОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
7.2. Мощность насоса при:
N дв = ρ QgН /η Г η ОБ η МЕХ η РОТ = 755. 0, 234. 9, 81. 50/0, 92. 0, 97. 0, 9. 0, 85 = 127 КВт.
7.3. По графикам рис.1 находим: L Ж =0, 25, D Р=0, 29, D СТ=0, 50, L ЛЧ=0, 20.
8. РАЗМЕРЫ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР
8.1. Масса ротора:
МР = 1, 1. 0, 785. D 2Р . L Ж 7 800 =6730. 0, 292. 0, 25 = 148 кг.
8.2. Расчетная кратковременная нагрузка G:
G = 3 g. МР =4. 9, 81. 148 =31 000 н =4 358 н..
8.3.Расчетная длина каждого из подшипников:
l П = 2, 62. 10-8 n G = 2, 62. 10-8. 1430. 4358 =0, 163 м.
Диаметр подшипника:
d П = 0, 5 l П = 0, 5. 0, 217= 0, 082 м.
8.4. Наружный диаметр вкладыша подпятника d Н:
d Н =1, 5 d П + n G/ 30. 106 = 1, 5. 0, 110 + 1430. 4358/30. 106= 0, 330 м.
9. ТОЛЩИНА СТЕНКИ КОРПУСА ГЦНПК
9.1. Расчетное давление: P РАСЧ = 1, 25 Р = 1, 25. 18 =22, 5 МПа.
9.2. Толщина стенки корпуса:
δ СТ = P РАСЧ D СТ /(2, 0 φ σ ДОП – P РАСЧ) = 22, 5. 0, 50 /(2, 0. 120 – 22, 5) =0, 053 м.
|
