921

Розробка двосекційного шестеренного насосу. Опис конструкції

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Опис конструкції та принципу дії насоса. Гідравлічні розрахунки проточної частини. Розрахунки деталей насоса на міцність. Перевірка довговічності підшипників.

Украинкский

2013-01-14

593 KB

22 чел.

Міністерство науки та освіти України

Сумський державний університет

Кафедра прикладної гідроаеромеханіки

Пояснювальна записка

до курсового проекту з учбової дисципліни:

«Об'ємні гідропневмомашини та передачі».

На тему:

«Розробка двосекційного шестеренного насосу»

Керівник проекту                                    Ігнатьєв О.С.

Виконавець проекту                                 Чеперегін К.С.

Група                                                    ГМ-71

Суми 2011
Зміст

С.

Введення……………………………………………………………………..................4

1 Опис конструкції та принципу дії насоса ………………………….........................5

2 Гідравлічні розрахунки проточної частини………………………………………..7

2.1 Потужність, що споживається насосом..................................................................7

2.2 Геометричні розмірі зубчатих коліс насосу..........................................................9

2.3 Розміри робочих камер насосу.............................................................................. 11

2.4 Перевірка безкавітаційної роботи насосу............................................................ 13

2.5 Розрахунок розвантажувальних канавок..............................................................15

2.6 Розрахунок торцового ущільнення........................................................................16

2.7 Розрахунок зворотних клапанів............................................................................. 18

3 Розрахунки деталей насоса на міцність.................................................................. 22

3.1 Попередній розрахунок валів насосу... ................................................ 22

3.2 Перевірка довговічності підшипників................................................................. 24

3.3 Уточнений розрахунок валів................................................................................. 27

3.4 Перевірка міцності шпоночних з’єднань............................................................. 30

3.5 Розрахунок товщини стінок корпуса.................................................................... 31

3.6 Розрахунок шпильок.............................................................................................. 32

4 Техніка безпеки при експлуатації насоса............................................................... 32

Список використаної літератури.......................................................................33

Вступ

Шестеренний насос застосовується для роботи при всамовсмоктуванні на робочі рідинах (маслах) з широким діапазоном в'язкості – від 10 до 800 сСт та вище.

Цей насос простий за конструкцією та відзначається надійністю, малими габаритами і масою. Максимальний тиск, що розвивається цими насосами, зазвичай 10 Мпа (100 кгс/см2) і рідше – 15÷20 Мпа (150÷200 кгс/см2).

В шестеренних гідромашинах відсутній ефект дії на конструкцію інерційних сил рухомих деталей. Вони допускають високі частоти обертання, а також короткочасні перевантаження за тиском. Зазвичай частоти обертання складають 2500 та 4000 об/хв.

Принцип дії шестеренного насосу: при обертанні шестерень об'єм міжзубових камер в порожнечі виходу зубів із щєплєння збільшується, тиск в камерах знижується, і рідина, заповнюючи ці камери, переноситься обертаючими вал-шестернями в порожнину нагнітання. В процесі щєплення зубів в порожнині нагнітання зменшується об'єм міжзубових камер, а рідина витісняється в нагнітаючу магістраль.

1 Опис конструкції та принципу дії насоса

Електронасоса станція призначена для перекачування одночасно двох типів індустріального масла , а саме І20 та І50. При чому подача більш в’язкого масла (І50) вдвічі менша за подаче менш в’язкого (І20). Ставиться умова, що обидві перекачуємі рідини не повинні містити механічних домі шків.

Дна насосна станція застосовується для приводу гідравлічної апаратури машин, механізмів, промислових роботів та металообробних верстатів. Не виключене застосування насосної станції і в інших цілях, при умові її роботи на вищезазначених робочих рідинах.

Електронасоса станція представляє собою горизонтальний агрегат , складовими частинами якого є: двоступеневий шестеренний насос, електродвигун, баки та трубопроводи.

Насос та електродвигун змонтовані на загальній рамі та з’єднані муфтою. За принципом дії насос шестеренний зовнішнього зачеплення – об’ємний.

Насос можна умовно розділити на дві частини: ліву та праву. Ці частини за своєю конструкцією однакові, тому далі будемо розглядати одну з них. Вона складається із слідуючих складових частин: робочого механізму, корпусу з кришкою, торцового ущільнення (в одному з випадків), запобіжного клапана.

Робочий механізм складається з двох роторів: ведучого та веденого, які представляють собою прямозубі зубчаті колеса, виготовлені як одне ціле з валом.

Ротори встановлюються в спеціальних розточках корпусу і обертаються в підшипниках кочення. З торців корпус закривається стійкою та задньою кришкою. При обертанні роторів на стороні всмоктування утворюється розрідження, в результаті чого рідина під тиском атмосфери заповнює між зубові западини і в них переміщується із порожнини всмоктування в порожнину нагнітання.

Ущільнення валу насоса торцове, розташоване в кришці. Воно складається із підп’ятника з запресованим штифтом, п’яти, гумових ущільнюючих кілець, пружини, кільця упорного та упорної втулки.

Упорна втулка зафіксована на ведучому роторі штифтом, який запобігає прокручуванню останньої відносно ротора і допускає її переміщення тільки в осьовому напрямку.

Запобіжний клапан складається із клапана, сідла клапана, пружини та регулювальних гвинтів. Він служить для короткочасного перепуску рідини, що перекачується, із порожнини нагнітання в порожнину всмоктування в разі перевищення тиску в напірному трубопроводі допустимого значення.

Регулювання тиску при якому спрацьовує клапан здійснюється за допомогою регулювального гвинта, який стопориться мухоркою та закривається гвинтом-ковпачком.

Запобіжний клапан відрегульований на тиск, що не перевищує тиск на виході з насосу більш ніж на 20%.

2. Гідравлічні розрахунки проточної частини

2.1 Потужність, що споживається насосом:

Потужність, споживаєму насосом, можна визначити за допомогою формули приведеної в [1] на с.6 :

                      ,                                       (2.1)

де  ΔР – різниця тисків на нагнітанні та всмоктуванні, Па;

Q – фактична подача насоса, м3/с;

ηмех – механічний ККД (ηмех = 0,7÷0,9);

ηо – об'емний ККД (ηо = 0,85÷0,95).

Знайдемо витрату насоса окремо для секції 1 та 2 секцій:

                ,                                             (2.2)

де q - робочий об'єм, м3;

п - кількість обертів ротора, об/с.

Так як робочий об'єм двох секцій однаковий, то розрахунок далі проводимо тільки для однієї секції.

,

Визначаємо  згідно формули (2.1):

.

Таким чином потужність насоса на розрахунковому режимі скадається з потужностей секцій 1 та 2:

,

.

Приймаємо .

Виходячи із числового значення споживаємої насосом потужності  та кількості обертів ротора  з каталога [2] - вибираємо електродвигун короткозамкнутий серії 4А, закритий, що обдувається: марка виробу 4А225М4 У3 з параметрами:

- потужність двигуна;

- синхронна частота обертів;

- коефіцієнт ковзання.

- номінальна частота обертів

Визначимо робоче число обертів на  розрахунковому режимі:

,

.

2.2 Геометричні розміри зубчатих коліс насосу.

Модуль зубчатих колес отримаємо, виходячи з наступних міркувань:

,                      (2.3)

де т – модуль зубчатого колеса, м;

z – кількість зубів;

b - ширина зубчатого колеса, м.

Приймаючи, згідно рекомендацій в [1] на с.8, що , будемо мати:

,

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули:

,

.

Таким чином, приймаємо значення модуля зубчатого колеса для кожної секції (виходячи з конструктивних міркувань), коригуючи його згідно стандартного ряду [1] -ст. 7, табл. 1-, маємо .

Розрахуємо ширину зубчатих коліс. Виходячи з [1] – с.8 -, формула має вигляд:

,

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для кожної секції насоса:

,

Приймаємо .

Для некоррегуємого щеплення розрахуємо характерні діаметри зубчатих коліс:

- діаметр початкового кола:

,

;

- діаметр кола головок зубів:

,

;

- діаметр кола западин зубів:

,

;

2.3 Розміри робочих камер насосу

Приймаємо з конструктивних міркувань значення кутів β1 та β2, що визначають розміри відповідно камер всмоктування і нагнітання:

, .

Розрахуємо ширину камери в осьовому напрямку, мм:

,

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для секцій насоса:

,

Знайдемо довжину дуги камери всмоктування для надійного заповнення впадин:

,

де ϕС – коефіцієнт швидкості, ;

ν – коефіцієнт кінематичної в'язкості рідини, м2/с;

g – прискорення вільного падіння, м/с2.

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для секцій насоса:

,

.

Знайдемо значення діаметра всмоктувального трубопроводу, користуючись формулою, приведеною в [1] на с. 11:

                        ,                              (2.4)

де υ – швидкість робочої рідини в магістралі, м/с.

У відповідності до [1] – с.11 – для звичайних насосів площі прохідних перетинів камери всмоктування повинні бути такими, щоб швидкість руху рідини в них не перевищувала 1...2 м/с. При розрахунку прохідних перетинів напірної камери допускають швидкість руху масла 2...3 м/с для насосів низького тиску і 5...6 м/с для насосів високого тиску.

Скориставшись залежністю допустимих значень колових швидкостей головок зубів від кінематичної в'язкості робочої рідини ([1] – с.11,табл. 2), приймаємо наступні значення швидкостей:

.

Таким чином, виходячи з формули (2,4), можемо розрахувати діаметр всмоктувальної магістралі:

Проведемо обчислення для кожної секції насоса:

,

У відповідності з отриманими значеннями діаметрів та користуючись [5] – с.371, – приймаємо: для секцій  трубу Тр. 40х1,2.

Знайдемо значення діаметру напірного трубопроводу по аналогії з формулою (2.4):

.

Швидкість робочої рідини в нопорній магістралі приймаємо згідно з рекомендаціями, тобто в два рази більшим ніж швидкість на вході:

.

Тому можемо провести обчислення згідно до наведеної вище формули для кожної секції насоса:

,

По аналогії з всмоктувальними трубопроводами у відповідності з отриманими значеннями діаметрів та користуючись [5] – с.371– приймаємо: для секцій трубу Тр. 40х4,0. Тоді уточнені   значення   швидкостей   руху  робочої  рідини будуть: ϑн1=3,1 м/с;

2.4 Перевірка безкавітаційної роботи насосу.

Безкавітаційна робота насосу буде виконуватись при виконанні слідуючої умови:

,                      (2.5)

де РВ – тиск рідини в камері всмоктування, Па;

РЦ – тиск від центробіжних сил інерції рідини, що знаходиться у впадинах, Па;

ΔРКАВ – кавітаційний запас, Па;

РНП – тиск насичених парів рідини, Па;

Кавітаційний запас ΔРКАВ вибирають рівним (0,2÷0,3)×105 Па.

Тиск РЦ у відповідності до [1] – с.12 -знаходять із наступного виразу:

,                   (2.6)

де ω – кутова швидкість шестерен, рад/с;

Rе – радіус кола виступів зубів колеса, м;

Rі – радіус кола внадин, м;

γ – питома вага рідини, Н/м3;

Р0– тиск від на радіусі окла впадин, Па.

Щоб рідина надійно заповнювала впадини, її абсолютний тиск Рв у всмоктувальній порожнині повинен гарантувати наявність деякого запасу, що запобігає утворенню вакуума у впадинах зубів та виділенню із рідини нерозчинутого повітря.

Саме з цих міркувань тиск Р0 не повинен бути нижчим ніж 0,03÷0,04 МПа.

Кутова швидкість шестерен ω визначається за формулою:

,

де п - робоче число обертів,об/хв.

.

Питома вага рідини γ це:

,

де ρ – густина рідини, кг/м3.

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для секцій насоса:

,.

Користуючись формулою (2.6) знаходимо числове значення Рц для обох секцій насоса:

,

Перевірим виконання умови (2.5)

,

Умова безкавітаційної роботи насосу виконується.

2.5 Розрахунок розвантажувальних канавок.

Для нормального щєплення (α=20°) відстань між канавками згідно з [1] – с.14 – буде визначатися за наступною залежністю, мм:

,

де т – модуль зубчатого колеса, мм;

dH – діаметр початкового кола, мм.

.

Довжина канавки за тим же першоджерелом, мм:

,

.

Ширина канавки при числі зубів шестерні z = 10÷17, мм:

,

.

Глибина розвантажувальної канавки визначається в залежності від модуля зубчатого колеса. Згідно з [1] - ст. 14, табл. 3 – маємо при :

.

Розміри розвантажувальних канавок для секцій будуть абсолютно однаковими.

2.6 Розрахунок торцового ущільнення

Торцеве ущільнення представляє собою ущільнюючий пристрій, в якому плоскі кільцеві ущільнюючі поверхні розташовані в площині, що перпендикулярна до вісі ротора. Гідродинамічні та механічні зусилля, що створюють герметичність в парі тертя, направлені паралельно вісі ротора.

Торцові ущільнення бувають одинарними та подвійними. Будова одинарного ущільнення показано на рис.4.

Рис.4 – Будова одинарного торцового ущільнення.

Втулка, що обертається 4 встановлюється на валу і фіксується від провороту штифтом 2. Зусиллям пружини 1 і ущільнюємим тиском втулка 4 притискується до нерухомої втулки 5, котра від провороту в корпусі фіксується штифтом 7. На кольцевій плоскій поверхні, що обмежується діаметрами dзов та dвн утворюється щільний контакт, що перешкоджає протіканню рідіні із полості насоса. Ущільнення нерухомих стиків здійснюється гумовими кольцями 3 і 6.

В процесі експлуатації контактні повірхні втулок 4 і 5 зношуються. Для забезпечення постійно надійного контакту рухома чи нерухома втулка виконуються рухомими в осьовому напрямку.

Як сказано в [6] на с. 66, в залежності від конструкції ущільнення  контактний тиск рк в парі тертя може бути більший чи менший за ущільнюємий тиск р. Співвідношення між рк і р визначається коефіцієнтом гідравлічного розвантаження k:

де f – площа втулки, на яку діє тиск р:

;

F – площа пари тертя:

.

В залежності від значень k ущільнення поділяються на розвантажені (k<1) та нерозвантажені (k>1).

В нашому випадку цей коефіцієнт становить:

;

.

Таким чином маємо нерозвантажене торцове ущільнення.

При роботі одинарного торцового ущільнення мають місце незначні протікання (0,2...10 см3/год).


2.7 Розрахунок клапанів

Рис.5 Зворотній клапан

Перш за все визначимо діаметр сідла клапана. Діаметр сідла клапана визначається з тієї умови, що швидкість потоку робочої рідини в сідлі клапана не повинна перевищувати гранично допустиме значення, а саме 8 м/с. Таким чином, прийнявши до уваги , що швидкість руху рідини в трубопроводі круглого поперечного перетину визначається як , можна записати наступну формулу для визначення діаметра сідла клапана:

                          ,                                (14)

де  [ϑ] – гранично допустима швидкість течії рідини в клапані, м/с.

Проведемо обчислення за цією формулою:

мм

Приймаємо

Знайдемо діаметри поршнів клапану:

,

Площа штока клапана шукається за формулою:

Знаходимо діаметр штока:

Знайдемо силу пружини при повному стисненні:

Знайдемо силу пружини при частковому стисненні:

Знайдемо силу пружини:

Вибираємо пружину  26мм, dпров =3,5мм, с1=129,1Нм при максимальній деформації пружини

3 Розрахунки деталей насоса на міцність

3.1 Попередній розрахунок валів насосу

Попередній розрахунок валів проведемо на найбільш навантаженому валі, тоб-то який сприймає найбільше навантаження. Саме таким є ведений вал секції 2, тому що він сприймає найбільшу в порівнянні з іншими валами радіальну силу.

Розрахуємо радіальні сили, що діють на кожен вал насосу:

- ведені вали секції 1 і 2:

,

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для кожної секції насоса:

,

.

Рис. 2 Попередня розрахункова схема веденого вала.

- ведучі вали:

,

Проведемо обчислення згідно до приведеної формули для кожної секції насоса:

,

Таким чином для розрахунку приймаємо ведений вал секції 2, для чого розглянепо відповідну попередню розрахункову схему (рис. 2), де ширина підшипника приймається рівною ширині зубчатого колеса.

Для попереднього розрахунку вала скористаємося третьою теорією міцності. Знайдемо приведений момент за формулою:

                    ,                      (3.1)

де МІ – вигинаючий момент, Нм;

МК – крутний момент, Нм.

Крутний момент розглянемо як суму крутних моментів, що діють окремо в секції 1 та 2 тобто:

                         ,                       (3.2)

В свою чергу кожний крутний момент рахується так:

,

де qі – робочий об'єм розглядаємої камери, м3.

З урахуванням останнього отримаємо формулу (3.2) у вигляді:

,

Проведемо обчислення за цією формулою:

.

Розглянемо вигинаючий момент визначеного вала, виходячи з попередньої розрахункової схеми (рис. 2):

,

.

Визначимо приведений момент за формулою (3.1):

.

Тоді діаметр вала можемо розрахувати слідуючим чином:

,

де  - допустима напруга на згиб, Па.

Згідно з [1] - ст. 19, табл. 4 – для сталі 20 , тому:

.

Розрахуємо діаметр вала, якщо на нього діє лише крутний момент:

де [τк]=0,5[σi]

Розрахуємо діаметр вала по потужності:

де  a=10

Таким чином, найбільший діаметр буде під шестернею, а найменший під шпоку.

Рис2.2 Ведучий вал

3.2 Перевірка довговічності підшипників.

Використовуючи [4] – с.138, табл. 108 - приймаємо роликові радіально-упорні підшипники №7207:

  •  номінальний діаметр отвору підшипника ;
  •  номінальний зовнішній діаметр підшипника  ;
  •  ширина підшипника ;
  •  динамічна вантажопід'ємність підшипника ;
  •  статична вантажопід'ємність підшипника .

Перевірку підшипників будемо проводити знову ж таки на веденому валі секції 2, де на підшипники діє найбільша сила: . Згідно з розрахунковою схемою (рис. 3), маємо:

  •  радіальна сила ;
  •  окружна сила

,

де α – кут щеплення зубчатих коліс, для нормального щеплення α=20°.

.

  •  відстань між центрами зубчатого колеса і підшипників .

Рис. 3 Розрахункова схема

Визначимо реакції опор, що виникають в підшипниках:

в площіні ХZ:

,

;

в площіні УZ:

,

.

Перевірка отриманих результатів з умови рівноваги:

в площіні ХZ:

,

;

в площіні УZ:

,

.

Сумарна реакція підшипника визначається за формулою:

,

.

Проаналізувавши схему встановлення підшипників, використану в даному випадку, легко бачити, що використана в подальших розрахунках сила буде становити:

Визначимо еквівалентну динамічну силу при чисто радіальному навантаженні, згідно з [2] - ст. 215, ф.(9.5) – вона має вид :

,

де V – коефіцієнт, що залежить від того, яке кільце підшипника

обертається, V = 1, при обертанні внутрішнього кільця;

Кб - коефіцієнт, що залежить від характеру навантаження. Приймаємо

при легких товчках та короткочасних перевантаженнях до 125%

згідно з [2] – с.214, табл. 9.19 – Кб=1,2;

Кт – температурний коефіцієнт, Кт = 1 при нормальних умовах

зовнішнього середовища.

.

Розрахуємо номінальну довговічність в млн. об.:

,

де р – коефіцієнт, що залежить від виду підшипника, р = 10/3 для

роликових підшипників.

Розрахуємо номінальну довговічність в ч:

,

де п – частота обертів кільця підшипника, об/хв.

.

Так як визначена довговічність підшипника даного типу не повинна бути меншою ніж 2·103 ч, тому вибраний нами підшипник задовільняє нашим вимогам і може бути застосований в насосі, що розраховується.

Для забезпечення такої ж довговічності підшипників на 1-й секції буде використовуватись одна пара підшипників відповідно.

3.3 Уточнений розрахунок валів насосу

Приймаємо, що нормальні напруження від згибу змінюються за симетричним циклом, а дотичні від кручення – за віднульовим (пульсуючим).

Уточнений розрахунок має за мету визначити коефіцієнт запасу міцності s для небезпечних перерізів і порівнянні їх з допустимими значеннями [s]. Умова виконання міцності забезпечується при s > [s].

Будемо виконувати розрахунок для перерізів валів, що вважаються небезпечними.

Перш за все розглянемо ведучий вал.

Матеріал вала сталь 20, термічна обробка – нормалізація.

Користуючись джерелом [4] – с.62, табл. 14 - при діаметрі заготовки більше 90 мм (в нашому випадку De = 138 мм) середнє значення σв = 600 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі ізгиба:

.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень:

.

Переріз Г-Г: це переріз при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночної канавки.

Коефіцієнт запасу міцності у відповідності до [2] – с. 164, формула (8.19) – можна підрахувати за такою формулою:

                               ,                       (3.3)

де амплітуда і середнє напруження від нульового циклу:

                            .                   (3.4)

При d = 26 мм,   b=6 мм,  t1 =3 мм.

,

.

Тоді згідно з формулою (3.4) маємо:

     .

Приймаємо ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень  (див. табл. 8.5, [2]),  (див. табл. 8.8, [2]) и   (див. с.166, [2]). В такому випадку згідно з формулою (3.3), отримаємо:

.

Прийнявши у ведучого вала довжину посадочної частини під муфту рівною довжині напівмуфти , отримаємо згинаючий момент в перетині Г-Г від консольного навантаження:

,

.

Формула для обчислення коефіцієнта запасу міцності за нормальними напруженнями у відповідності до [2] – с.162, формула (8,18) – має вигляд:

                   ,                        (3.5)

де  - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень;

- масштабний фактор для нормальних напружень;

- амплітудний цикл нормальних напружень згину;

- середня напруга циклу нормальних напружень.

                         ,                           (3.6)

де  - момент опору згину, мм3.

,

.

Згідно з формулою (3.6) маємо:

.

За формулою (3.5), отримаємо:

.

Результуючий коефіцієнт запасу міцності визначимо, скориставшись залежністю, приведеною в [2] – с.162, формула (8,17):

,

     .

Такий коефіцієнт запасу міцності можна пояснити тим, що діаметр вала був штучно збільшений при конструюванні для з'єднання його стандартною муфтою з валом електродвигуна.

3.4 Перевірка міцності шпоночних з'єднань

Шпонки призматичні зі скругленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів для шпонок, а також їх довжини  - по ГОСТ 23360-78.

Матеріал шпонок – сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання і умови міцності визначаються за формулою:

             ,                  (3.7)

де Мк – крутний момент на валу, Нмм;

d – діаметр вала, мм;

l – довжина шпонки, мм.

Допустимі напруження зминання при стальній ступиці до (в нашому випадку матеріал напівмуфти – чугун марки СЧ 20).

Геометричні параметри вала зі шпоночним пазом:

d = 26 мм; bxh = 8x7 мм; t1 =4 мм; довжина шпонки l = 56 мм (при довжині ступиці полумуфти 60 мм); крутний момент на ведучому валу   Мк = 270·103 Н·мм.

Згідно з формулою (3.7) отримаємо слідуючі результати:

.

Тобто маємо наступне:

.

Таким чином бачимо, що умови міцності для вибраної шпонки виконуються.

3.5 Розрахунок товщини стінок корпуса

Такого роду розрахунок виконується в основному для насосів підвищеного та високого тиску. Частіше за все корпус розраховується за формулами розрахунку товстостінних циліндрів. Товщина стінок корпуса і кришок повинна виключати можливість їх деформації під дією сил тиску рідини. Розрахунок товщини стінок корпуса здійснюється виходячи із максимального тиску рідини (тиск, при якому спрацьовує зворотній клапан) та вибраного матеріала корпуса. У відповідності до [1] – с.21 – формула для розрахунку товщини стінки корпуса має вигляд:

,

де  [σр] – допустиме напруження при розтягуванні, Н/м2;

рі – максимальний тиск рідини, Н/м2;

r1 – радіус внутрішньої поверхні корпуса, м.

Визначаємо максимальний тиск рідини:

(Н/м2)

Корпус буде виготовлятися зі сталі, для якої [σ]=800 Н/м2. Тому можна записати наступний вираз:

(м).

Взявши до уваги можливі відхилення в товщині стінок при відливанні корпуса, впливу корозії, зношування, вібраційних навантажень, отриману роз-рахунком товщину стінок, згідно до [1] – с.20 – треба збільшити на 0,2...0,5 см. Таким чином, виходячи з вище сказаного а також з конструктивних міркувань приймаємо товщину стінки корпуса δ=10 мм.

Згідно до [1] – с.21 – кришки корпусів насосів і запобіжно-переливних клапанів можна розраховувати як круглі пластини, закріплені по контуру і навантажені рівномірно розподіленим навантаженням. Розрахункова формула згідно цього ж першоджерела має вигляд:

,

де  r – внутрішній радіус кришки, що дорівнює внутрішньому радіусу корпуса, м.

Проведемо розрахунок за цією формулою:

               мм.

Приймаємо δк=16 мм.

3.6 Розрахунок шпильок.

Для вибору шпильки зі стандартного ряду необхідно визначити її діаметр. Діаметр шпильки визначимо із умови міцності при розтягуванні, яка загально відома і має наступний вигляд:

                          ,                                   (3.8)

де R – розтягуюча сила, що діє на шпильку, кН;

F – площа поперечного перерізу шпильки, см;

z – кількість шпильок.

[σ] – межа міцності при розтягуванні, кН/см2.

Для якісних конструкційних сталей межа міцності обчислюється як відношення межі текучості до коефіцієнта запасу міцності n=2. Межа текучості для матеріалу Сталь20 згідно з [A1] - с.62, табл. 14 - становить 250 (МПа) = 25 (кН/см2). Таким чином будемо мати:

;

.

Площа поперечного перерізу шпильки обчислюється як площа кола, діаметр якого дорівнює внутрішньому діаметру різі шпильки:

                                                                          (3.9)

Виходячи з формули (3.8) та з урахуванням виразу (3.9) можна записати формулу для знаходження діаметра шпильки:

                                     .                                 (3.10)

У відповідності з [1] - с. 21 – сила, що розтягує шпильку визначається наступним чином:

                                            ,                                   (3.11)

де Rі - сила внутрішнього тиску, Н;

Rd – зовнішня сила (сила, що стискує прокладку), Н.

Ці сили визначаються відповідно:

де  рі – тиск рідини, що нагнітається, Па;

рd – контактний тиск (для прокладок у вузькій канавці рd=3…8 рі), Па;

Da, Di – зовнішній та внутрішній діаметри ущільнюючої поверхні відповідно, м.

Визначимо сили, які створюють розтягуючу дію на шпильки у відповідності до раніше вказаних формул:

кН;

кН.

Таким чином у відповідності до формули (3.11) :

кН.

Підставимо отримане значення в формулу (3.10). Будемо вважати, що шести шпильок вистачить для забезпечення міцності, тобто z=6 :

мм.

Таким чином, керуючись результатом проведеного розрахунку, приймаємо шпильки з різзю М4 у кількості 6 шт.

4. Техніка безпеки при експлуатації насоса

4.1 До самостійної роботи на установці допускаються особи, що досягли 18-літнього віку; ті, що вивчили її пристрій і прийоми роботи; минули інструктаж з техніки безпеки; минули медичний огляд.

4.2 При обслуговуванні електроустаткування установки повинні бути дотримані вимоги діючих «Правил пристрою електроустановок споживачів» і Правил технічної експлуатації електроустановок споживачів», «Правил техніки безпеки при експлуатації електроустановок споживачів».

4.3 Всі роботи з огляду й ремонту установки необхідно робити тільки при знятій  напрузі,   при  цьому   на  пусковому пристрої повинна бути установлена табличка «не включати».

4.4 Двигуни й конструкція установки повинні бути надійно заземлені за допомогою заземлюючого болта із вказівкою знака заземлення.

4.5 Електробезпечність при роботі установки повинна контролюватися шляхом періодичної перевірки опору ізоляції проводів,   опору   між   заземлюючим   болтом   і   кожної доступної   дотику   металевою   не струмоведучою   частиною установки  й   напруги   змінного струму   в  ланцюгах  керування.

4.6 Електробезпечність при роботі установки перевіряється шляхом перевірки опору ізоляції проводів за допомогою омметра  М372.   клас точності  1,5 ДЕРЖСТАНДАРТ 23706/79,  при цьому опір між заземлюючим болтом і кожної доступної дотику   металевою   не струмоведучою   частиною  установки,   що може виявитися під напругою, не повинне перевищувати 0,1  Ом.

4.7 Значення напруги змінного струму в ланцюгах керування контролюється електровимірювальним комбінованим приладом Ц 4354 за ДСТ 10374 82.

4.8 Робота на установці дозволяється тільки при  наявності  кожухів, що закривають обертові механізми.

4.9 Проведення робіт але напилюванню ППУ дозволяється тільки в приміщеннях, що мають приточновитяжну вентиляцію.

4.10 Баки з вихідними компонентами повинні бути герметичні й зберігатися в спеціально виділеному приміщенні, обладнаному приточновитяжною вентиляцією.

4.15 Перед  прийомом  їжі  й  палінням  необхідно ретельно мити руки теплою водою й милом.

4.16 Заборонено роботу установки з несправними манометрами, ушкодженими шлангами.

4.17 Під  час   роботи  забороняється   перебувати   в   приміщенні стороннім особам.

4.18 Забороняється виливати робочі рідини в каналізацію.


Список використаної літератури

1 Методические указания к курсовому и дипломному проектированию «Расчет шестерённого насоса» для студентов специальности 12.11 дневной и вечерней форм обучения. Составители: Игнатьев А. С., Кулинич С. П., Неня В. Г. – Харьков ХПИ, 2011.-32с.

2 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988.-416с.:ил.

3 Справочник металлиста / Н. С. Ачеркан – 2-е изд., перераб. – М.: Машиностроение, 1965. – 1027с.

4 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 2. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979. – 559 с., ил.

5 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т. 3. – 8-е изд, перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой.–М.: Машиностроение, 2001–864 с., ил.

6 Малюшенко В. В., Михайлов А. К. «Энергетические насосы»: Справочное пособие. – М.: Энергоиздат, 1981. – 200 с., ил.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

39819. Классификация систем автоматического регулирования 381.5 KB
  Системы автоматического регулирования нашли широкое применение в многочисленных технологических процессах различных отраслей народного хозяйства. Следящие системы когда изменение выходного параметра Yt происходит по заранее неизвестному закону изменения задающего воздействия Xt. Во время работы системы регулируемая величина Yt должна изменяться в полном соответствии с задающим воздействием т. К таким системам относятся системы автоматического сопровождения цели например телескоп следит за движением небесного тела системы...
39820. Анализ автоматических систем регулирования 362 KB
  Теория автоматического управления делится на: анализ АСР– известны параметры блоков их характеристики при этом необходимо определить поведение системы качество регулирования. синтез АСР заключается в нахождении параметров блоков АСР регулятора при заданных показателях качества. АСР могут находиться в двух режимах: Статический все воздействия внутренние и внешние постоянны во времени реальные АСР практически редко находятся в статическом режиме. Для упрощения расчётов АСР проводят линеаризацию ведь как правило поведение...
39821. Разработка проекта комплексного дизайн-графического обеспечения рекламной кампании Уфимского филиала МГГУ им. М.А. Шолохова в области образовательных услуг 67.17 KB
  Краткая история графического дизайна. Теоретическая значимость: в теоретической части дан подробный анализ истории зарождения графического дизайна и история возникновения наружного штендера. В первой главе представлен краткий обзор истории графического дизайна. Краткая история графического дизайна Графический дизайн художественнопроектная деятельность по созданию гармоничной и эффективной визуальнокоммуникативной среды.
39822. Возведение производственного здания 2.01 MB
  Целями данного дипломного проекта являются: обоснование объемнопланировочных и конструктивных решений здания в архитектурностроительной части проекта; конструирование и расчет монолитного железобетонного перекрытия главных и второстепенных монолитных железобетонных балок; разработка технологических карт на сложные виды работ а именномонолитные работы кирпичная кладка и работы по устройству кровли здания; разработка календарного плана строительства здания на основе расчета нескольких вариантов организации строительства их сравнения...
39823. Проектирование фотоотдела при дизайн-студии 381.39 KB
  Установление режима работы предприятия Для определение производственной программы предприятия по определенному формату определенного вида услуг по следующей формуле рассчитывается объем работ: 9 где Оф – объем работ по определенному формату определенного вида услуг руб. Цз – цена одного заказа по определенному формату определенного вида услуг руб. Отсюда: Объем работ для заказов художественной фотосъемки на формате...
39824. ОСНОВЫ ТЕХНОЛОГИИ МАШИНОСТРОЕНИЯ 7.55 MB
  Основные факторы влияющие на точность обработки. Этапы обеспечения точности обработки. Пути снижения влияния погрешностей установок на точность обработки 46 3.РАСЧЕТНОАНАЛИТИЧЕСКИЙ МЕТОД ОБЕСПЕЧЕНИЯ ТОЧНОСТИ ОБРАБОТКИ ДЕТАЛЕЙ.
39826. Знакомство с системой трехмерного твердотельного моделирования КОМПАС-3D LT 4.89 MB
  Все операции и команды твердотельного моделирования в окне системы объединены в группы что существенно облегчает выбор необходимого варианта тем более что они представлены в виде кнопоккоманд. Какие команды вам известны Подчеркните новые команды. Команда Кнопка Команды меню Горячие клавиши Переместить панель управления Создать новый документ ФайлСоздать CtrlN Открыть документ ФайлОткрыть CtrlO лат. Первая настройка системы Для настройки системы используются команды меню Сервис рис.
39827. Знакомство с операциями твердотельного моделирования: операция Выдавливание 5.16 MB
  Можно щелкнуть кнопку списка Создать на панели управления Стандартная и выбрать Деталь.3 а или нажмите кнопку − Эскиз на панели Текущее состояние рис. Выбор команды Эскиз на панели Текущее состояние. Он указывает на существование расширенной панели команд.