QReferate - referate pentru educatia ta.
Referatele noastre - sursa ta de inspiratie! Referate oferite gratuit, lucrari si proiecte cu imagini si grafice. Fiecare referat, proiect sau comentariu il poti downloada rapid si il poti folosi pentru temele tale de acasa.



AdministratieAlimentatieArta culturaAsistenta socialaAstronomie
BiologieChimieComunicareConstructiiCosmetica
DesenDiverseDreptEconomieEngleza
FilozofieFizicaFrancezaGeografieGermana
InformaticaIstorieLatinaManagementMarketing
MatematicaMecanicaMedicinaPedagogiePsihologie
RomanaStiinte politiceTransporturiTurism
Esti aici: Qreferat » Referate geografie

Calculul mecanic - pompe centrifuge








CALCULUL MECANIC - POMPE CENTRIFUGE











1 Forta axiala la pompele centrifuge si metode de preluare a acestora


In timpul functionarii pompelor centrifuge, lichidul refulat de motor patrunde in spatiile dintre acesta si stator, creand forte axiale ce tind sa deplaseze ansamblul rotoric.

Forta axiala ce actioneaza asupra ansamblului rotoric, ia nastere, ca urmare a faptului ca in conditii normale de functionare ( etansare normala intre rotor si stator) presiunile ce actioneaza de o parte si de cealalta a discului rotorului, pe portiunea BD nu sunt egale.



Fig. 1 Distributia presiunii lichidului in spatiile dintre rotor si stator si notatiile corespunzatoare pentru calculul fortei axiale.


In stanga, lichidul din interstitiul 2 dupa laminare in dispozitivul de etansare comunica cu lichidul aspirat a carei presiune este P1. In dreapta, lichidul din interstitiul i necomunicand cu cel aspirat va avea o presiune diferita de presiunea P1.

Pentru determinarea legii de variatie a presiunii lichidului in cele doua interstitii 1 si 2 in general se fac urmatoarele ipoteze simplificatoare:

la intrarea lichidului in fantele 1 si 2 energia hidrostatica Hp este egala.

lichidul aflat intre rotor si stator este antrenat intr-o miscare de rotatie cu o viteza unghiulara egala cu semisuma vitezelor unghiulare a celor doua elemente, adica:

rad/s

unde - viteza unghiulara a rotorului

Pe portiunea rotorului cuprinsa in zona BD presiunile nefiind egale apare o forta rezultanta ce tinde sa deplaseze ansamblul rotoric catre conducta de aspiratie.

in care - inaltimea hidrostatica la iesirea lichidului din rotorul cu numar finit de pale

- masa specifica a lichidului vehiculat

Ry, Rb razele rotorului la nivelul interstitiului de etansare si butucului.

Concomitent cu forta F1 in timpul functionarii pompelor centrifuge datorita schimbarii directiei vinei de lichid la intrarea in rotor apare o noua forta (F2).

Aceasta forta poate fi calculata pe baza teoremei impulsului cu formula:

F2 QC0

La pompele centrifuge cu arborele de antrenare orizontal, forta totala ce actioneaza asupra ansamblului rotoric va fi data de suma celor doua forte:

Fr=F1+(-F2)

In situatia unor pompe multietajate, ca urmare a uzurii elementelor de etansare dintre etaje (diafragmelor), forta axiala se calculeaza inlocuind Ry cu raza monsonului de protectie sau bucsei de fixare a rotorului pe arbore.

Pentru echilibrarea fortelor axiale, urmatoarele procedee sunt cele mai raspandite:

a)     Dispunerea rotoarelor astfel incat fortele axiale sa se echilibreze reciproc;

b)     Utilizarea dispozitivelor hidraulice de preluare fortelor axiale.

Dispunerea rotoarelor in pompa este posibila in mai multe variante, fiecare varianta prezentand avantajele si dezavantajele corespunzatoare.

Primul procedeu este larg raspandit la pompele de procesdatorita sigurantei in functionare si a unei exploatari usoare.

Acest procedeu consta in dispunerea rotoarelor cu aspiratia intr-o parte si cealalta fiind usor de utilizat la pompele centrifuge cu numar par de trepte. In situatia unui numar impar de trepte, pentru utilizarea acestui procedeu, prima treapta se realizeaza cudublu flux.

Folosirea acestui procedeu pentru pompele centrifuge cu numar de trepte mai mare decat patru conduce la dificultati de realizare.

unde H=180 mcA

u2=42.79 m/s

m/s

In cazul vehicularii titeiului Hp=65.11 m

unde Ry=R0=58 mm

Rb=db/2=72/2=36 mm.

R2=138.5 mm.

In cazul vehicularii titeiului :

Deci forta axiala ce apare la pompa centrifuga prin vehicularea titeiului va fi: Fa=3092,03 N







2 Calculul de alegere al rulmentilor


Reprezentarea in desen a rulmentilor se face tinandu-se seama de regulile stabilite prin STAS 105-64 si STAS 188-64, cu respectarea formelor constructive si a dimensiunilor prevazute in standardele pentru rulmenti. Modul de reprezentare a rulmentilor in desenele de executie este stabilit prin STAS 8953-71.

Schema de incarcare a rulmentilor este reprezentata in figura urmatoare:

Fig. 2.1 Schema de incarcare a rulmentilor


, unde FrI, FrII fortele radiale din rulmenti

Fortele interioare axiale din rulmenti sunt:

Forta axiala K=309,2 daN

Se aleg rulmenti radiali- axiali cu bile pe un rand care au diametrul interior d=50 mm

Pentru x=1; y=0; e=1.14; x0=0.5; y0=0.26

Pentru x=0.35; y=0.57; e=1.14;

Avand urmatoarele caracteristici :

D mm. B=20 mm C=2750 daN

Sau

D=110 mm. B=27 mm C=4800 daN,

unde D este diametrul exterior al rulmentului, B este latimea lui, C este capacitatea dinamica, C0=2000 daN respectiv C0=3650 daN reprezinta capacitatea statica.

Comparatia caracteristicilor functionale ala principalelor tipuri de rulmenti radiali axiali cu bile pe un rand:

capacitatea de incarcare radiala buna (B); axiala foarte buna(FB); combinata foarte buna (FB); turatia foarte buna; compensarea abaterilor de aliniere nesatisfacatoare.

Se merge pe solutia constructiva ca rulmentii sa fie identici pe cele doua reazeme.

Fig. 2.2 Rulmentul radial axial cu bile pe un rand.


Se calculeaza fortele axiale interioare:

Se calculeaza fortele axiale din rulmenti, observandu-se ca:

Rezulta ca rulmentul (II) este cel mai incarcat. Pentru echilibru este necesar sa se introduca o forta exterioara Sa

, deci

FaII= K+

FaI=

Se fac rapoartele :

FaI/FrI=26.68/30.45=0.877 < e=1.14

FaII/FrII=335.88/25.19=13.33 > e=1.14

Calculul fortelor echivalente :

PI=(VXIFrI+YIFaI)KtKd

PII=(VXIIFrII+YIIFaII)KtKd

Se considera ca rulmentii lucreaza la o temperatura mai mica de 1000C, iar coeficientul dinamic Kd=1,1..1,3 pentru socuri moderate, coeficientul de temperatura Kt=1. Se alege Kd=1.3

V coeficient ce tine seama de inelul care se roteste;

V=1 daca se roteste inelul interior

X coeficient radial

Y coeficient axial

Dupa valorile rapoartelor si sarcinile echivalente sunt:

PI=VXIFrIKtKd=1130.41511.3=39.54 daN

PII=(VXIIFrII+YIIFaII)KtKd=(10.3525.19+0.57335.88)01.3

PII=260.35 daN

Se calculeaza capacitatea dinamica a rulmentilor cu:

P= max(pI;pII)=260.35 daN

L= milioane rotatii

C=p

Deci rulmentul este bine ales avand urmatoarele caracteristici:

d=50 mm.

D=110 mm.

B=27 mm.

C=4800 daN capacitatea dinamica

C=3650 daN capacitate statica

Cu valorile din catalog se recalculeaza durabilitatea rulmentului : L= unde p=3 pentru rulmenti cu bile

L= milioane rotatii

Iar durata de functionare Lh Lh=35406.04 ore

Capacele frontale pentru lagarele cu rulmenti se aleg in functie de diametrul exterior D al rulmentului.



Astfel, pentru diametrul D=110 mm vom alege un capac avand urmatoarele dimensiuni:

D1=170 mm b=12 mm

D2=140 mm d1=14 mm

D3=96 mm e=20 mm


numarul de suruburi ns=6

dimensiunile locasului garniturii

d=65 mm; D0=82 mm

d0=66 mm; b0=7 mm






Montajul rulmentilor


Se da o deosebita atentie acestei operatii. Este facuta de obicei de muncitorii cu calificare inalta.

Deosebita atentie se da ajustajelor rulmentilor. La alegerea unui ajustaj este necesar sa se evite marimea exagerata a strangerilor si jocurilor. Strangerile prea mari pot produce spargerea rulmentului chiar in faza de montaj. Jocurile prea mari dauneaza rigiditatii asamblarii ducand la o uzura prematura in zona de contact.


2.2 Ungerea rulmentilor


Se face in scopurile:

Sa micsoreze frecarea dintre partile componente in miscare

Sa asigure protejarea anticoroziva a rulmentilor;

Sa impiedice patrunderea impuritatilor din afara;

Sa uniformizeze repartitia si cedarea de caldura;

Sa micsoreze in anumite limite zgomotul produs de rulment.

O ungere corespunzatoare o asigura cresterea duratei de functinare

a rulmentului. Ungerea se face cu lubrifianti de buna calitate. Lubrifiantii trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii fundamentale:

Sa aiba o stabilitate fizica si chimica;

Sa nu contina elemente metalice;

Sa fie substante neutre;

Sa fie faar continut de acizi sau baze;

Sa aiba continut mic de cenusa.

Lubrifiantii se impart in trei grupe:

a)     Lubrifianti lichizi

b)     Lubrifianti consistenti

c)     Lubrifianti solizi.



3.1. Alegerea cuplajului dintat


Legatura dintre arborele pompei centrifuge si arborele motorului de antrenare este asigurata de un cuplaj dintat care sa poata prelua abaterile axiale, radiale si de rotire si sa poata transmite momente mari de torsiune.

Alegerea cuplajului dintat se face conform STAS 6589

Standardul se refera la cuplajele mecanice permanente, compensatoare, de uz general, tip cuplaje dintate, destinate cuplarii arborilor coaxiali cu capete conice lungi cu filet interior, avand diametrul capatului de arbore de la 30 la 560 mm.

Tipuri si variante de executie:

cuplajele se executa in doua tipuri:

a)     cuplaj dublu dintat, simbol CDD;

b)     cuplaj simplu dintat, simbol CD.

Cuplajele simbol CD se executa in varianta s de baza, pozitia de functionare H.

Dimensiunile cuplajului sunt:

dH7=45 mm d4h6=87 mm D1h8=155 mm

d1h0=14 mm dSr6=124 mm D2=140 mm

d0=1544 mm d6filet=M8 D3=120 mm

d2=60 mm d7=60 mm D4=85 mm

d3=42.6 D=135 mm D5=124 mm

Db1=72 mm Db2=85 mm l=82 mm

l1=59 mm

Cuplajul poate functiona pana la turatii nmax = 4500 rot/min si la un moment nominal Mn = 1250 (Nm) avand masa Mc = 6.7kg si momentul de inertie j = 0.068 kgm2.

Notarea unui cuplaj cuprinde:

a)     Denumirea cuplajului si simbolul lui;

b)     Marimea cuplajului;

c)     Simbolurile variantei si pozitiei de functionare, urmate de o linie orizontala;

d)     Simbolul executiei, dupa caz, a unui butuc dintat sau a unei semicuple si valoarea diametrului nominal al alezajului, urmat de o linie oblica;

e)     Simbolul executiei, dupa caz, a celuilalt butuc dintat sau a celeilalte semicuple, valoarea diametrului nominal al alezajului urmat de o linie orizontala;

f)      Numarul prezentului standard.

In cazul nostru cuplaj CD = SH-CMI 45/Ki50 STAS 6589/2-81

Cuplajele se aleg in functie de diamtetrele capetelor de arbori pe care

ii cupleaza si in functie de momentul de lucru M8 necesar de transmis.

Verificarea prin calcul a cuplajelor se face cu ajutorul relatiei:

Mn >= Me

in care Mn momentul nominal (Nm)

Me mom entul de lucru necesar de transmis determinat prin relatia:

Me = Mc Cs in care

Mc - momentul de calcul determinat prin relatia:

Mc = 9550·N/n, unde N puterea necesara;

N (CP)

n turatia arborelui

n = 2950 rot/min

Cs = coeficient de serviciu, se alege in functie de tipul masini antrenoare si de regimul de lucru al masinii antrenate.

Cs = 1.12

A = Mmax/Mn <= 1,8

Mc=9550· [Nn]

Mc=1.12 1080.98=1210.69 Nn < Mn=1250Nn


Butucii dintati se executa dupa cum urmeaza:

a)     pregauriti executie P

b)     cu alezaj la diametru nominal (la cerere)

executie C, cu alezaj cilindric

executie Ki cu alezaj conic.

Butucii dintati in executie P si C sunt destinati pentru toate marimile de cuplaj pentru marimea cuplajului 2:

l2 = 60mm; l3 = 60mm

Cuplajele dintate sunt alcatuite din: doi butuci danturati exterior, un manson cu doua bucati, cu flanse asamblate prin suruburi de fixare; capace frontale cu garnituri de pasla care impiedica scurgerea lubrifiantului.

Dintii celor doua semicuple cu profilul in evolventa modificat prin bombare si deplasare.

Asamblarea semicuplajelor pe capetele arborilor se face prin pene paralele. Pentru reducerea fortelor de frecare pe dinti, cuplajele se executa cu dintii durificati si se ung cu ulei de vascozitate mare.

Avantaje: capacitate mare de transmitere a momentelor de torsiune la dimensiuni da gabarit reduse si turatii relativ mari.

Butucii dintati se executa din otel marca 34 Mo Cr Ni 15, semicuplele din 0T60-3, materiale din care se executa si celelalte elemente componente ale cuplajului, conform documentatiei de executie.


3.2. Calculul penelor


Penele sunt organe de asamblare demontabile, cu forma in general apropiata de prisma, cu sectiune constanta sau cu una din fete inclinata. Dupa pozitia lor fata de axa pieselor asamblate si dupa rolul functional, se deosebesc doua mari categorii:

a)     Pene transversale, care se monteaza perpendicular pe axa pieselor, respectiv pe directia sarcinii, ele sunt totdeauna prevazute cu inclinare;

b)     Pene longitudinale cu sau fara inclinare care se monteaza paralel cu axa geometrica a pieselor de solidarizat (arbore butuc) si transmit momente de torsiune.

Dupa forma lor si dupa functionarea organelor de asamblat, penele longitudinale asigura legatura dintre butuc si arbore, prin strangere realizand numai transmiterea momentelor de torsiune; sau fara strangere in paralel cu transmiterea acestor momente, permitand deplasarea axiala a piesei montate pe arbore.

Penele longitudinale sunt montate paralel cu axa arborelui, intr-un canal prelucrat fie numai in butuc forma speciala fie partial in butuc si partial in arbore cazul general. Penele paralele cu sectiunea dreptunghiulara constanta pe intreaga lor lungime, fiind lipsite de inclinare. Ca principiu ele sunt pene de antrenare, fara strangere, transmiterea momentului facandu-se prin presiunea exercitata de butuc si arbore pe fetele lor laterale. Penele paralele pot avea capetele drepte sau rotunde. La acestea din urma, canalul are exact forma penei.

Asemenea pene sunt intrebuintate, de obicei, cand se cere posibilitatea de deplasare axiala a butucului pe arbore, ceea ce implica realizarea asamblarii cu un ajustaj alunecator.

Pentru asigurarea contactului cu butucul in orice pozitie, pana fiza in arbore capata lungimea determinata de cursa butucului.

Neavand actiunea de ovalizare a butucului, uneori penele sunt folosite si pentru fizare, ceea ce implica un ajustaj fortat.



Prin apasarea laterala, exista tendinta de smulgere a penei din canalul arborelui, conjugata cu cresterea presiunilor de contact. Pentru preantampinarea acestui neajuns, ca si pentru retinerea penei in pozitia ei, cand butucul este mobil, se aplica masura constructiva de fixare a penelor paralele in arbore cu unul sau doua suruburi.

Fig. 3.2.1, Asamblare cu pana paralela


Fig. 3.2.2. Fig. 3.2.3.


Fig. 3.2.2. Pana paralela cu capete drepte

Fig. 3.2.3. Pana paralela cu capete rotunde


Prezenta gaurilor in arbore micsoreaza resistenta lui la oboseala, deci folosirea suruburilor trebuie limitata la cazurile strict necesare.

Penele longitudinale se executa din oteluri de buna calitate, cu rezistenta de rupere de 50 60 daN/mm , mai rar din oteluri aliate.

Canalele din butuc se obtin prin mortezare sau, daca numarul de piese justifica costul sculei, prin brosare.

Canalul arborelui se frezeaza, de obicei, cu freza disc pentru penele cu capete drepte si cu freza degetm, pentru cele cu capete rotunde.

Toate penele longitudinale au muchiile tesite, iar canalele au peretii racordati cu fundul (pentru micsorarea efectului de concentrare); marimea tesiturilor si razelor de racordare este prescrisa prein STAS 1004-59 si STAS 1007-59.

Figura 3.2.4. Efectul prezentei canalului de pana in cazul solicitarilor de: a) inconvoiere; b) torsiune.


Alegerea penelor se face conform STAS 1004-71 si STAS 1005-71

pentru diametrul arborelui d = 45 mm se alege pana paralela avand dimensiunile:

b = 14 mm; h = 9 mm.

dimensiunile canalului:

in arbore t1 = 5,5 mm,

in butuc t = 3,8 mm,

raza rmax = 0,25 mm.

Pentru diametrul arborelui d = 60 mm se alege pana paralela avand dimensiunile:

b = 18 mm; h = 11 mm.

dimensiunile canalului:

in arbore t1 = 7 mm,

in butuc t = 4,4 mm,

raza rmax = 0,25 mm.

Lungimile nominale sunt date in STAS 1005-71.

Presiunile de contact admisibile pentru pana paralela utilizata pentru fixare supuse actiunii unor sarcini fara socuri, au valori Pa = 800 . 1.500 kgf/cm ≈ 800 . 1.500 daN/cm , dupa materialul butucului (valorile minime se adopta pentru butucii din fonta), iar daca butucul are deplasare axiala presiunile admisibile se reduc la Pa = 100 . 300 daN/cm .

Se adopta o presiune admisibila de contact pentru pana paralela utilizata pentru fixare, de Pa = 120 N/mm , rezultand lungimea l' a penei.

mm.

Se adopta conform STAS 1005-71 o lungime a penei l = 90 mm.

Pentru fixarea rotoarelor pe arbore se alege o pana paralela conform STAS 1004-71 pentru diametrul d = 60 mm.

mm.

Se adopta conform STAS 1005-71 o lungime a penei l = 50 mm.




4.1 Calculul diafragmei


Calculul diafragmei se face considerand-o placa plana inelara incastrata pe conturul exterior si libera pe conturul interior, incarcata cu o sarcina uniform distribuita.

Fig. 4.1.1 Elementele geometrice ale difragmei si repartitia sarcinii.


Dimensiunile placii plane (diafragmei) sunt:

a mm,

b mm.

Se considera cazul placilor circulare plane incarcate cu sarcini normale P = p(r), repartizate uniform si rezemate continuu pe contururi circulare. Ca urmare, datorita simetriei incarcarii si rezemarii, pe elmentul de placa rd dr vor apare numai tensiuni normale r in directia razei), (in directia tangenta) si tensiunea tangentiala pe suprafata cu vector de orientare in directia Z, normala la planul placii.

Prin ipoteza , se admite ca planele paralele cu suprafata mediana nu se apasa intre ele si deci

Reducand tensiunile de pe fiecare fata a elementului, in raport cu centrul de greutate al fetei se obtin eforturile sectionale:

Mr=

M (1)

T=

unde Z reprezinta distanta unui plan oarecare fata de planul median al placii.

Din punct de vedere dimensional, Mr, M se exprima in N m/m iar T in N/m.

Determinarea tensiunilor si deplasarilor se face prin studiul celor trei aspecte: geometric, fizic si satatic.

Aspectul geometric: se admite:

a)     indeformabilitatea suprafetei mediane in planul ei, in baza careia punctele O si O de pe suprafata mediana din figura urmatoare se gasesc pe verticalele lor,

b)     ipoteza normalelor drepte, care presupune ca toate punctele de pe normala Δ se gasesc dupa deformare pe dreapta Δ , normala pe suprafata mediana deformata,

c)     ipoteza micilor deplasari pe baza careia

notand cu w deplasarea in directia normalei la planul placii (axa z) din analiza aspectului geometric, rezulta:

(2)

Fig. 4.1.2. Indeformabilitatea sectiunii mediane.


(3)

=-z· (4)

Aspectul fizic. Intrucat = 0, legea generalizata a lui Hooke pentru directiile ortogonale r si are forma:

(5)

(6)

Explicitand din aceste relatii (5) si (6) pe si si tinand seama de relatiile (2), (3), (4) se obtin tensiunile in functie de w:

(7)

(8)

Prin introducerea acestor relatii in (1) rezulta:

(9)

(10)

unde prin D s-a notat rigiditatea cilindrica a placii.

D= (11)

Aspectul static: se izoleaza elementul de placa al suprafetei mediane si se introduc eforturile sectionate corespunzatoare si se scriu ecuatiile de echilibru.

Fig. 4.1.3. Eforturile sectionate in elementul de placa al suprafetei mediane.


Datorita simetriei, din cele trei ecuatii de echilibru posibile raman distincte numai doua:

- ecuatia de proiectie pe axa z.

(12)

- ecuatia de momente fata de tangenta din O

(13)

Ecuatia diferentiala a rotirilor si a sagetilor.

Introducand in (13) expresiile (9) si (10) se obtine ecuatia diferentiala a rotirii:

(14)

Daca T din (14) si din (2) se inlocuiesc in (12) se obtine ecuatia diferentiala a sagetii w:

(15)

a carei forma dezvoltata este:

(16)

Solutia energiei este:

w1=c1+c2 r2+c3 ln+c4 r2 ln (17)



Pentru sarcini uniform distribuite solutia particulara este:

= (18)


Calculul greutatii rotorului


Pentru calculul greutatii rotorului, se va adopta o forma constructiva simplificata ca in figura de mai jos:

Fig. 4.2.1 Schema simplificata a rotorului


b mm = o,oo748 m

D = 122 mm = 0,122 m

D = 277 mm = 0,277 m

D = 116 mm = 0,116 m

db = 72 mm = 0,072 m

d = 60 mm = 0,060 m

s = 3 mm = 0,0035 m

l = 10 mm = 0,01 m

l = 35 mm = 0,035m

mrot=m1+m2+m3+m4

Greutatea rotorului Grot=mrot·g

unde: mrot=+ [kg] masa rotorului,

- masa rotorului fara a lua in consideratie palele,

- = masa palelor rotorice,

=, in care:

kg/m3 densitatea otelului.

=,

Vrot=V1+V2+V3+V4=4.214·10-4 m3

=7850·4.214·10-4=3.308 kg

=·0.15=0.496 kg

Deci: mrot=+=3.308+0.496=3.8 kg

Grot= mrot·g=3.8·9.81=3278 N

Rotorul pompei centrifuge se va realiza din FC.200 prin turnare si va avea urmatoarele caracteristici conform STAS 568-82:

- rezistenta la tractiune =Rmin=280 N/mm2

- rezistenta la incovoiere Ri=410 N/mm2

- sageata de incovoiere 2 mm.

- duritatea Brinell HB=170210



Arborele pompei centrifuge


Energia mecanica se transmite la rotoul pompei centrifuge de la motorul de antrenare prin intermediul arborelui.

Arborele este de forma cilindrica, de dimensiuni variabile, ce are prevazute locasuri de pana pentru fixarea rotoarelor.

Asezarea arborelui pe reazeme se poate face prin lagare cu cuzineti de bronz sau de cele mai multe ori pe rulmenti.

Una din extremitati se prevede cu cuplaje elastice pentru realizarea legaturii la motorul de antrenare.

Arborele pompei se va realiza din OLC 60 conform STAS 880-86.


Marca otelului

Calitatea

Compozitia chimica

C

Mn

S

P

OLC 60

s

0,570,65

0,50,8

Max 0,045

0,0200,045

Max 0,04

X

xs

Max 0,035

0,0200,040

Max 0,035


Tabel 5.1 Compozitia chimica a otelului carbon de calitate pentru tratament termic (STAS 880-86)

Observatie: Simbolurile S si X semnifica: S otel cu continut controlat de sulf; X otel carbon de calitate superior.

Caracteristicile mecanice ale otelului carbon de calitate pentru tratament termic conform STAS 880-86 sunt:

- limita de curgere N/mm2

- rezistenta la rupere Rm 880 N/mm2

- alungirea la rupere Amin=14%

rezistenta la rupere la un ciclu alternant simetric

=350 N/m2

- efortul de forfecare la un ciclu alternant simetric =200 N/m2

=380 N/mm2 pentru un ciclu pulsator.

- Valorile sunt garantate numai pentru tipul 4 de livrare

- Limita superioara a rezistentei la rupere Rm se garanteaza numai la otelurile carbon superioare cu continut controlat de sulf.

- Tratamentul termic este de imbunatatire (calire + revenire inalta)

Arborele pompei este solicitat la incovoiere cu torsiune.

Se va cerceta punctul cel mai solicitat al sectiunii in care dezvolta atat tensiuni normale cat si tangentiale. Dimensionarea se face dupa una din teoriile de rezistenta. Singurele cu valabilitate sunt:

in care :

Conditia de rezistenta

in care

Aceasta conditie de rezistenta se poate transforma intr-o formula de dimensionare in toate cazurile in care este independent de parametrul geometric care defineste sectiunea (in cazul sectiunilor dreptunghiulare, circulare sau unele casetate).

In cazul nostru al sectiunii circulare:

Fig. 5.2. Distributia de tensiuni intr-o sectiune transversala a arborelui

, unde

- momentul de incovoiere;

- modulul de rezistenta la incovoiere;

[mm3]

d diametrul arborelui [mm]

[mm4] momentul de inertie axial [mm4]

[mm4] momentul de inertie polar [mm4]

==2 modul de rezistenta polar

Mz moment de torsiune.

unde: k = 1 daca adoptam teoria

k daca adoptam teoria TED


Fig. 5.3. Arborele pompei centrifuge






Nu se poate descarca referatul
Acest referat nu se poate descarca

E posibil sa te intereseze alte referate despre:


Copyright © 2020 - Toate drepturile rezervate QReferat.ro Folositi referatele, proiectele sau lucrarile afisate ca sursa de inspiratie. Va recomandam sa nu copiati textul, ci sa compuneti propriul referat pe baza referatelor de pe site.
{ Home } { Contact } { Termeni si conditii }