99

Розробка двосекційного шестеренного насосу

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Установка, що спрямована на створення ізоляційного шару на будь-яких поверхнях і будь-якої складності конфігурації поверхні. Не відмінною перевагою установки є простота, як у її використанні, так й у готуванні робочого середовища.

Украинкский

2012-11-14

600 KB

18 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 А. С.

Виконав Чеперегін К.С.

 

Група ГМ – 71

Суми 2010


Зміст

Вступ

1.Опис конструкції та принципу її дії

1.1 Опис основних складальних одиницьустановки

1.2Принцип роботи установки

2.Загальні відомості про шестеренний насос

3. Гідравлічні розрахунки проточної частини

3.1 Потужність, що споживається насосом, приводом

3.2 Геометричні розмірі зубчатих колес насосу

3.3 Розміри робочих камер насосу

3.4 Перевірка безкавітаційної роботи насосу

3.5 Розрахунок розвантажувальних канавок

3.6 Вибір зворотніх клапанів

4. Розрахунки деталей насоса на міцність

4.1 Попередній розрахунок валів насосу

4.2Приблизний розрахунок підшипників ковзання

4.3 Уточнений розрахунок валів

4.4 Перевірка міцності шпоночних з’єднань

4.5 Розрахунок товщини стінок корпуса

4.6 Розрахунок шпильок

4.7 Вимоги до складання насосу

5.Розрахунок черв’ячного редуктора

5.1 Вихідні дані, щодо розрахунку редуктора

5.2 Вибір матеріала черв’яка і черв’ячного колеса

5.3 Перевірка міцності черв’ячного зачеплення

6. Розрахунок відкритої зубчатої передачі

6.1 Необхідні дані для розрахунку

6.2 Вибір матеріалу зубчатих коліс

6.3 Розрахунок геометричних параметрів передачі

7. Техніка безпеки при експлуатації установки


Вступ

Всі ми є мимовільними свідками створеної економічної ситуації в енергетичній сфері України. Складність енергетичної проблеми країни полягає в безхозному використанні обмежених ресурсів сфери, що є однією з найважливіших для держави і його народу. Нераціональність використання або навіть у більшості випадків не використання теплоізоляційних заходів, прямим завданням яких є зберігання теплової енергії, тобто тепла, його правильного використання, розробка правильних і розумних методів транспортування, приводить до невиправданих витрат. Будь-яка країна намагається всілякими заходами й методами збільшити економію тепла за рахунок зменшення його втрат. Звичайно, найбільш застосовний на даному етапі розвитку людської цивілізації є метод ізоляції тепла від елементів, для яких він не призначений. Сюди відносяться, насамперед, утеплення житла, ізоляція тепло комунікацій і ряд інших подібних дій. Обраний напрямок рішення проблеми досягне стовідсоткового результату тільки у випадку повної ізоляції всіх необхідних для цього об'єктів. Так, завдання не з легких, але цілком реальна й тому досить пріоритетне.

У даному курсовому проекті представлена установка, що спрямована на створення ізоляційного шару на будь-яких поверхнях і будь-якої складності конфігурації поверхні. Не відмінною перевагою установки є простота, як у її використанні, так й у готуванні робочого середовища.

 


1. Опис конструкції та принципу її дії

  1.  Опис основних складальних одиниць приводу.

В даній частині роботи приводиться опис конструкції, яка уявляє собою привід двох шестерених насосів. До складу приводу входять електродвигун, черв’ячний редуктор, відкрита зубчата передача та два шестерені насоси. Редуктор та двигун вибрані з каталога стандартних виробів. Для відцентровки осей вихідних валів редуктора та двигуна в даній конструкції запропоновано під двигун поставити швелер 5 та під редуктор та двигун підкласти, фрезеровані по поверхні платики. Вихідні вали з’єднані між собою втулочно – пальцевою муфтою. Два насоси розташовані в рамі конструкції для компактності приводу. В конструкції насосів передбачені зворотній клапани для підтримання тиску в напірній магістралі. Клапани були вибрані стандартні, але так як робоча рідина, в обох насосах, має велику в’язкість, для запобігання налипання, в клапані змінено диск на стандартну кульку та підібрані пружини. Щодо ущільнення, то в насосі застосовується манжетне ущільнення.

  1.  Принцип роботи приводу.

Привід приводиться в рух електродвигуном, який в свою чергу через муфту передає обертальний момент черв’ячному редуктору. На виході з редуктора момент передається відкритій зубчатій передачі. В свою чергу через зубчату передачу обертальний рух передається на ротори насосів. В насоси подається рідина в камери всмоктування під тиском 0,3 МПа, який контролюється манометром і при проходженні її через шестерні, які обертаються отримує приріст тиску в 1 МПа. Це досягається зазором в 3 мкм між втулкою насоса і діаметром головок зубів. При підвищені тиску в напірному трубопроводі спрацьовує зворотній клапан: на пружину починає діяти сила тиску рідини, кілька підіймається і рідина відводиться. Щодо подальшого руху рідини, вона з насоса А І Б рухається до я змешувача та рпи проходженні через нього змішується і образує пінополіурітан.

Взагалі цей привід входить до установки, яка призначена для нанесення теплоізоляції (методом напилювання) і виготовлення теплоізоляційних конструкцій (методом заливання) з пінополіуретанів типу «Рипор». Вона використовується на промислових підприємствах, а також на підприємствах інших галузей народного господарства. Вся установка виготовлена по категорії 1, кліматичне виконання У ГОСТ 15150-69.


2. Загальні відомості про шестеренні насоси

Невід'ємною частиною установки є саме насосний агрегат, на основі двосекційного шестеренного насосу.

В загальному випадку 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 між зубових камер в порожнечі виходу зубів із зачеплення збільшується, тиск в камерах знижується, і рідина, заповнюючи ці камери, переноситься обертаючими вал-шестернями в порожнину нагнітання. В процесі зачеплення зубів в порожнині нагнітання зменшується об'єм між зубових камер, а рідина витісняється в нагнітаючу магістраль.


3. Вибір електродвигуна

3.1 Потужність, що споживається насосом.

 , (3.1)

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

Q – фактична подача насоса, м3/с;

ηмех – механічний ККД, згідно [1] c.6 (ηмех = 0,7÷0,9);

ηо – об'емний ККД, згідно [1] c.6 (ηо = 0,85÷0,95).

Знайдемо витрату насоса: окремо для секції А і секції В:

, (3.2)

де, q - робочий об'єм, м3;

n - кількість обертів ротора, об/с.

 Для однієї секції:

,

Для всього насосу:

.

Визначаємо  згідно формули (3.1)

.

Приймаємо та вибираємо електродвигун 4А225М4 У3.

- ковзання;

- синхронна частота обертання.

3.2 Розрахункове число оборотів на розрахунковому режимі:

,

де ncсинхронна частота обертання;

 nн - номінальне число оборотів ;

 Npпотужність розрахункова;

 Nн – номінальна потужність електродвигуна.

.

3.3 Геометричні розміри зубчатих коліс насосу.

Для тимчасового знаходження модуля скористаємося формулою:

, (3.3)

.

Вибираємо m=7мм 

 

Для того, щоб в двох секціях отримати однакове значення модуля, (відомо, що подача насоса А у два рази менше подачи насоса Б ), скористаємось шириною шестерен і приймемо  , тоді підставивши це в (3.3) і виразивши модуль отримаємо:,

Насос А:

,

Насос Б:

.

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

Ширину зубчатих колес отримаємо згідно того, що було прийнято раніше:

Насос А:

,

Насос Б:

.

Для некоррегованого зачеплення розрахуємо характерні діаметри зубчатих коліс, які будуть однаковими для насосів А і Б:

діаметр початкового кола

,

;

діаметр кола головок зубів

,

;

діаметр кола впадин зубів

,

;

3.3 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:

,

Насос А:

,

Насос Б:

.

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.

Δр – різниця тиску на вході до камери та в найбільш віддаленій точки впадини (при практичних розрахунках можна приймати тиск на вході), Па.

Насос А:

,

Насос Б:

.

Знайдемо значення діаметру всмоктувального трубопроводу:

, (3.4)

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

Виходячи з того, що в нашому випадку робочі рідини (поліол і ізоцианат) мають великі значення в'язкості, тому швидкість робочої рідини в магістралі треба брати такою, щоб рідина встигало заповнювати простір між зубами колеса для запобігання виникнення кавітаційного явища.

Скористаємось залежністю допустимими значеннями швидкостей від кінематичної в'язкості робочої рідини (табл. 2) [1] - с. 11, табл. 2 -, і побудуємо графік υ = f(ν) (рис. 1), за допомогою якого визначимо потрібні нам значення швидкостей. Згідно графіка приймаємо:

та .

Табл.2

ν, , Ст.

0,118

0,258

0,262

0,780

1,050

1,310

1,580

3,040

6,320

7,600

5,10

4,50

3,80

3,50

3,25

3,25

2,85

2,20

1,60

1,26

Рис. 1 Графік залежності швидкості від кінематичної в’язкості робочої рідини.

Таким чином, можемо розрахувати діаметр всмоктувальної магістралі:

Насос А:

,

Насос Б:

.

Знайдемо значення діаметру напірного трубопроводу по аналогії з формулою (3.4):

.

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

та .

Тому маємо

Насос А:

,

Насос Б:

.

Проведемо вибір конічної різьби, яку використаємо на вході в насос і виході із нього, з'єднання всмоктувального і нагнітального трубопроводів відповідно. Виходячи з того, що розраховані діаметри розглядаються нами як внутрішні діаметри конічної різьби, згідно з [3] - ст. 603, табл. 94 -, найближчими відповідними стандартними значеннями для вхідних діаметрів обох секцій є параметри конічної різьби К 1/8'' ГОСТ 6111-52. Аналогічним чином призначаємо різьбу і для виходів з насосів А і Б - конічної різьби К 1/8'' ГОСТ 6111-52.

3.4 Перевірка безкавітаційної роботи насосу.

Безкавітаційна робота насосу буде виконуватись при виконанні слідуючої умови:

, (3.5)

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 знаходять із виразу:

, (3.6)

де ω – кутова швидкість шестерень, рад/с;

Rе – радіус кола виступів зубів колеса, м;

Rі – радіус кола впадин, м;

γ – питома вага рідини, Н/м3;

Р0– тиск від на радіусі кола впадин, Па.


Щоб рідина надійно заповнювала впадини, її абсолютний тиск Рв у всмоктувальній порожнині повинен гарантувати наявність деякого запасу, що запобігає утворенню вакууму 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 шестерень ω визначається за формулою:

,

де, n - робоче число обертів, об/хв.

.

Питома вага рідини γ це:

,

де, ρ – питома маса рідини, кг/м3.

Насос А:

Насос Б:

Користуючись формулою (3.6) знаходимо числове значення РЦ:

Насос А:

,

Насос Б:

Перевіримо виконання умови (3.5)

Насос А:

,


Насос Б:

.

Умова безкавітаційної роботи насосу виконується.

3.5 Розрахунок розвантажувальних канавок.

Для нормального щеплення (α=20°) відстань між канавками буде, мм:

,

де, m – модуль зубчатого колеса, мм;

dн – діаметр початкового кола, мм.

.

Довжина канавки, мм:

,

.

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

,

.

Глибина розвантажувальної канавки визначається в залежності від модуля зубчатого колеса. Згідно з [2] - ст. 14, табл. 3 – маємо при :

.

Розміри розвантажувальних канавок для насосів А І В будуть абсолютно однаковими.


3.6 Вибір зворотніх клапанів.

Виходячи із розрахованих діаметрів на виході із насосу і визначених подачах кожної з секції, вибираємо згідно з [6] - ст. 108, табл. 4.8 – стандартні зворотні клапани типу Г52-3 (ТУ2-053-1649-83Е):

для наосса А - Г52-31, що має слідуючи параметри:

- діаметр умовного перерізу Dу 8 мм;

- номінальна витрата масла 16 л/хв.;

- витікання масла при номінальному тиску 0,08 см3/хв.;

- робочий тиск:

номінальний 20 МПа;

мінімальний 0,25 МПа;

для насоса Б - Г52-31, що має слідуючи параметри:

- діаметр умовного перерізу Dу 8 мм;

- номінальна витрата масла 16 л/хв.;

- витікання масла при номінальному тиску 0,08 см3/хв.;

- робочий тиск:

номінальний 20 МПа;

мінімальний 0,25 МПа;

Розрахуємо пружини, що знаходяться у зворотних клапанах, згідно з методикою приведеної у [6] - ст. 353, табл. 4 –, а також виберемо стандартні підшипникові кульки, що задовольнять вибраним клапанам.

Розрахунок пружини і вибір кульки будемо проводити у відповідності зі схемою рис.3.

Рис. 2 Схема розміщення кульки в клапані.

Проведемо розрахунок для пружини зворотного клапану насосів А і Б ( т. к. вони однакові).

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 U = 7 м/с. Таким чином, прийнявши до уваги, що швидкість руху рідини в трубопроводі круглого поперечного перерізу визначається як:

,

де dс – внутрішній діаметра трубопроводу, м.

Тоді можна записати наступну формулу для визначення діаметра сідла клапана:

, (3.7)

де U – гранично допустима швидкість течії рідини в клапані, м/с.

Проведемо обчислення за цією формулою:

.

Приймаємо діаметр сідла клапана dс = 8 мм (відповідно до вибраного зворотного клапану).

Діаметр кульки можна легко визначити, виходячи з приведеного вище рис. 4:

;

.

Зі стандартного ряду вибираємо кульку діаметром dк = 16 мм.

Визначимо висоту підняття кульки клапана в сідлі. Ця формула, згідно з [7] – с. 87.– має вигляд:

, (3.8)

де μ – коефіцієнт витрати (приймаємо μ=0,56);

α – кут нахилу фаски сідла клапана;

g – прискорення вільного падіння, м/с2;

 


γ – питома вага рідини.

Проведемо обчислення за цією формулою:

.

Приймаємо h = 1 мм.

Насамперед визначимо величини, що є умовою вирішення задач на розрахунок пружин, а саме :

- сила пружини при попередній деформації

;

- сила пружини при робочій деформації (відповідає найбільшому примусовому переміщенні рухомої ланки в механізмі)

;

де d – діаметр кола, по площі якого діє тиск нагнітання (d = 1,4·dc = 11,2 мм);

- робочий хід пружини h = 1 мм;

- найбільша швидкість переміщення рухомого кінця пружини при навантаженні і розвантаженні υmax = 7 м/с.

Визначимо перелічені вище параметри:

;

.

Користуючись [5] - ст. 340, табл. 1 –, переконуємося, що при заданих умовах пружину слід віднести до класу ІІ. За формулою (3.8) [5] - ст. 353 –, користуючись інтервалом значень δ від 0,05 до 0,25, знаходимо граничні значення сили Р3 , а саме:

,

.

 


Виходячи із заданих розмірів діаметра та намагання забезпечити найбільшу критичну швидкість, зупиняємо вибір на витку пружини каса ІІ, ряда 3 зі сл
ідуючими даними (номер позиції 352): Р3 = 17 кГс (167 H); d = 1,8 мм; D = 13 мм; z1 = 7,473 кГс/мм; f3 = 2,275 мм.

Взявши до уваги, що для пружин класу ІІ норма напружень т=120 кГс/мм2 (див. [6] – ст. 351, табл. 3).

Приналежність до ІІ класу перевіряємо шляхом визначення відношення υmaxk , для чого спочатку визначимо критичну швидкість за формулою:

,

де  = 3,58.

;

.

Отримана величина вказує на відсутність співударяння витків, а значить, вибрана пружина задовольняє заданим умовам, Але через те, що пружини класа ІІ відносяться до розряду обмеженої стійкості, треба передбачити комплектацію машини запасними пружинами з врахуванням дослідних даних.

Визначення решти розмірів виконуємо за формулами [6] – ст. 353 табл.4.

За формулою (4) знаходимо жорсткість пружини:

;

.

Число робочих витків пружини визначається за формулою (5):

;

.

 

Уточнена жорсткість матиме значення:

;

.

При півтора непрацюючих витках повне число витків знаходимо за формулою (6):

;

.

За формулою (7) визначимо середній діаметр пружини:

,

;

Деформації, довжини і крок пружини визначаємо за формулами (9)-(11):

- деформація від попереднього натягу:

;

- деформація при робочому навантаженні:

;

- максимально можлива деформація:

;

- довжина пружини при максимальній деформації:

;

- довжина пружини в свобідному (не навантаженому) стані:

;

- довжина пружини в робочому стані:

;

- висота пружини при робочій деформації:

;

- крок пружини:

.

Аналогічні розрахунки проведемо для другого насосу.  За формулою (3.7) визначимо діаметр сідла клапана:

.

Приймаємо діаметр сідла клапана dс =8 мм (відповідно до вибраного зворотного клапану).

Діаметр кульки визначимо, виходячи з приведених вище міркувань:

;

.

Зі стандартного ряду вибираємо кульку діаметром dст=16 мм.

 

За формулою (3.8) визначимо висоту підняття кульки клапана в сідлі:

.

Приймаємо h = 1 мм.

Як бачимо отримані величини такі ж самі, що і в насосі А. Отже при однаковому перепаді тиску, в клапан насосу Б можна ставити таку ж пружину, то ж зупиняємо вибір на витку пружини класа ІІ, ряда 3 зі слідуючими даними (номер позиції 352): Р3 = 17 кГс (167 H); d = 1,8 мм; D = 13 мм; z1 = 7,473 кГс/мм; f3 = 2,275 мм.

 

 


4. Розрахунки деталей насоса на міцність

4.1 Попередній розрахунок валів насосу

Попередній розрахунок валів проведемо на найбільш навантаженому валу, тобто який сприймає найбільше навантаження. Саме таким є ведений вал секції В, тому що він сприймає найбільшу в порівнянні з іншими валами радіальну силу.

Розрахуємо радіальні сили, що діють на кожен вал насосу:

- ведені вали секції А і В:

,

Насоса А:

,

Насоса Б:

.

- ведучі вали секції А і В:

,

Насоса А:

,

Насоса Б:

.

Таким чином для розрахунку приймаємо ведений вал секції Б, для чого розглянемо відповідну попередню розрахункову схему (рис. 4), де ширина підшипника ковзання приймається рівною ширині зубчатого колеса.

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

,

де, Мі – ізгинаючий момент, Нм;

Мк – крутний момент, Нм.

Крутний момент розглянемо як потужність двигуна помножена на ККД елементів приводу та поділена на кутову швидкість, тобто:


,

Рис. 3 Попередня розрахункова схема веденого вала насоса Б.

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

,

.

Визначимо приведений момент за формулою (4.1):

.

Тоді діаметр вала можемо розрахувати слідуючи чином:

,

де  - допустима напруга на ізгин, Па.

Згідно з [4] - ст. 62, табл. 14 – для нормалізованої сталі 20 , тому:

Розрахуємо діаметр вала при крученні:

де, [] – допустима напруга при крученні, []=25 МПа.

 

Таким чином приймаємо діаметр вихідного кінця вала під напівмуфу , а діаметр вала під підшипниками .

 

4.2 Приблизний розрахунок підшипників ковзання.

Розрахунок виконується по питомому тиску в підшипнику та величині pv, яка характеризує зношення та нагрів.

Визначемо окружну швидкість на шийці вала:

 

 

Довжину підшипника ковзання визначемо з умови питомого тиску в підшипнику

,

де, [р] – допустимий питомий тиск в підшипнику, згідно [5] с. 28 [р]=1 – 3 МПа;

З (4.4) визначаємо довжину підшипнику ковзання

 

 

Приймаємо L = 20 мм.

Визначемо величину p٠v і порівняємо її з допустимою, згідно [5] c. 28 [p٠v] = 6 – 12 МПа.Тоді:0,12٠2٠106=0,24 МПа< 6 – 12 МПа

Визначемо момент тертя на шипы:

,

де, f – коефіцієнт тертя, по [5] с.28 f =0,10;

 

Тоді теплота , що виділяється буде

А = ;

А=

4.3 Уточнений розрахунок валів насосу.

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

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

Будемо виконувати розрахунок для приблизно небезпечних перерізів валів.

Перш за все розглянемо ведучий вал.

Матеріал вала сталь 20, термічна обробка – покращення.

Користуючись джерелом [3] - с. 62, табл. 14 – при діаметрі заготовки до 90 мм (в нашому випадку De = 66,5 мм) середнє значення σв = 780 МПа.

Межа виносливості при симетричному циклі ізгину:

.

Межа виносливості при симетричному циклі дотичних напружень:

.

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

Коефіцієнт запасу міцності (якщо переріз розраховується на кручення ):

, (4.1)

де амплітуда і середнє напруження віднульового циклу:

.

При d = 25 мм, b=6 мм, t1 = 3,5 мм.

,

.

Тоді маємо:

.

Приймаємо ефективний коефіцієнт концентрації дотичних напружень  (див. табл. 8.5, [3]),  (див. табл. 8.8, [3]) и  (див. с.166, [3]). В такому разі згідно з формулою (4.3), отримаємо:

.

Такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється тим, що діаметр вала був збільшений при конструюванні для з'єднання його зі стандартною муфтою з валом електродвигуна.

Переріз Б – Б: концентратор напруги виникає за наявності перепаду діаметрів від 30 до 25: при D/d = 1,2 та r/d=0,04. Масштабні фактори згідно [3] табл. 8.2 – ε=0,69 ε=0,8

 

Осьовий момент опору перерізу:

 (4.2)

 

Амплітуда нормальних напружень:

 (4.3)

 

Полярний момент опору:

 Wp=2٠W (4.4)

 

 Wp=2٠1,5٠103.=3٠103(мм3)

Амплітудаи середня напруга циклу дотичних напружень

 (4.5)

 

Коефіцієнти запасу міцності по нормальним напругам

 (4.6)

12,6

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам згідно ф – ли (4.1)

 

Результуючий коефіцієнт запаса міцності

 (4.7)

Переріз В – В: концентратор напруги виникає за наявності галтелі: при D/d = 2,1 та r/d=0,06. Масштабні фактори згідно [3] табл. 8.2 – ε=0,88 ε=0,77. Коефіцієнти концентрації напруги

к= 2,15 к=1,38

 

Осьовий момент опору перерізу згідно формули (4.2):

 

Амплітуда нормальних напружень по формулі (4.3):

 

Полярний момент опору по формулі (4.4):

 

 

Wp=2٠2,6٠103.=5,2٠103(мм3)

Амплітудаи середня напруга циклу дотичних напружень по формулі (4.5)

 

Коефіцієнти запасу міцності по нормальним напругам по формулі (4.6):

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напругам по формулі (4.1):

 

Результуючий коефіцієнт запаса міцності по формулі (4.7):

4.4 Перевірка міцності шпоночних з'єднань.

Шпонки призматичні зі округленими 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:

, (4.8)

де Мк – крутний момент на валу, Нмм;

d – діаметр вала, мм;

l – довжина шпонки, мм.

Допустимі напруження зминання при чугунній ступиці (в нашому випадку матеріал полумуфти – чугун марки СЧ 20).

Геометричні параметри вала зі шпоночним пазом:

d = 25 мм; bxh = 6x6 мм; t1 =3,5 мм; крутний момент на ведучому валу Мк = 22,46·103 Н·мм.

Використавши формулу (4.8) визначемо необхідну довжину шпонки:

Таким чином бачимо, що достатня довжина шпонки L= 12 мм.

4.5 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 матеріалу 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, Па;

r1 – радіус внутрішньої поверхні корпуса, м.

Визначимо максимальний тиск рідини:

.

Корпус буде виготовлятися зі чугуну, для якого [σр] = 330·105 Па. Тому можна записати наступний вираз:

.

Взявши до уваги можливі відхилення в товщині стінок при відливанні корпуса, впливу корозії, зношування, вібраційних навантажень, отриману розрахунком 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 = 14 мм.


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

,

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

 Проведемо розрахунок за цією формулою:

.

Приймаємо δк=17 мм.

4.6 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:

, (4.9)

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

F – площа поперечного перерізу шпильки, м2;

z – кількість шпильок;

[σ] – межа міцності при розтягуванні, Па.

,

де σТ – межа текучості (для матеріалу шпильки σТ = 300÷640 МПа), Па;

[п] - коефіцієнта запасу міцності (приймаємо згідно з [1] – с. 22, табл. 5, в залежності від матеріалу шпильки (углеродеста сталь), виду навантаження (постійне) та діаметру шпильки (6÷16 мм); приймаємо [п] = 5÷4).

Таким чином будемо мати:

.

Площа поперечного перерізу шпильки обчислюється як площа кола,


діаметр якого дорівнює зовнішньому діаметру різі шпильки:

. (4.10)

Виходячи з формули (4.9) та з урахуванням виразу (4.10) можна записати формулу для знаходження діаметра шпильки:

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

,

де Ri - сила внутрішнього тиску, Н;

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

Ці сили визначаються відповідно:

де рі – тиск рідини, що нагнітається (рі = рвс + Δр = 0,3 + 1 = 1,3 МПа), Па;

рd – контактний тиск (для прокладок у вузькій коновці

рd = (3÷8)·рі = 5·1,3 = 6,5 МПа), 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:

;

.

 Таким чином у відповідності до формули [4] :

.

Знайдемо коефіцієнт ущільнення kу згідно з [1] – с. 22:

,

.

Розтягуюча сила, що діє на шпильку R = 2·R' = 2·47983 =95966 H (так як на шпильку діє розтягуючи сила з двох напрямків).

Підставимо отримане значення R в формулу (4.12) . Будемо вважати, що чотирьох шпильок вистачить (при несиметричних виробах z = 4;6; 8) для забезпечення міцності, тобто z = 4 :

.

Таким чином, керуючись результатом проведеного розрахунку, приймаємо шпильки з різзю М14 у кількості 8 шт.

4.7 Вимоги до складання насосу.

Полость соприкосновіння втулки з корпусом і кришкою заповнити герметиком. При складанні насосів забезпечити зазор між втулкою і діаметром вершин зубів 0,03 мкм, для забезпечення заданого перепаду тисків.

 

 


5. Розрахунок редуктора.

5.1 Вихідні дані, щодо розрахунку редуктора.

Кутова швидкість:

ведучий вал: ω1=150,72 с-1 ;

ведомий вал: ω2=9,42 с-1 ;

Частота обертання:

ведучий вал:n1 =1440 об/хв.;

ведомий вал: n2=90 об/хв.;

Крутний момент:

ведучий вал: М1=1,65 Н٠м;

ведомий вал: М2=22,62 Н٠м;

Між осьова відстань: аω=40 мм;

Передаточне відношення u=16;

m = 2 мм;

b2 = 15 мм;

 

5.2 Матеріали черв’яка та черв’ячного колеса.

Матеріали щодо вінця черв’ячного колеса та черв’яка приймемо по [3] табл. 4.8. Згідно цієї таблиці для вінця черв’ячного колеса слід прийняти олов’янисту бронзу, для якої допустиме напруження не залежить від віл швидкості ковзання. Отже для вінця черв’ячного колеса приймаємо бронзу Бр010Н1Ф1, відлиту в кокіль; для черв’яка – вуглецеву сталь 45 з НRC>45. в цьому випадку по [3] табл. 4.8 основне допустиме напруження [σн]’=246 МПа. Тоді розрахункове допустиме напруження по [3] c.66 з урахуванням коефіцієнту довговічності [σн]=283 МПа.

 

5.3 Перевірка міцності черв’ячного зачеплення

 Перевірка по контактному напруженню:

 

де, z2 – кількість зубців черв’ячного колеса, по [3] табл. 4.1 z2=32

q – коефіцієнт діаметру черв’яка, згідно [3] табл. 4.1 q=8

К – коефіцієнт навантаження.

К=Кv٠Кβ

де, Кv – коефіцієнт динамічності, згідно [3] табл. 4.7 Кv=1;

 Кβ – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження;

 

де,  - коефіцієнт деформації черв’яка, по [3] табл. 4.6=56

x – допоміжний коефіцієнт, по [3] с. 65 х=0,6.

 

К=1٠1,07=1,07

 

 σH<[σH]

Міцність черв’ячного зачеплення по контактних напругах забезпечується.

Перевірка міцності зубів черв’ячного колеса на згин.

Еквівалентне число зубів:

де,  - кут підйому винтової лінії по ділильному циліндру черв’яка, згідно [3] c. 96 - = 5º43’.

Напруга згину

,

де, YF – коефіцієнт форми зуба, згідно [3] табл. 4.5 YF = 2,265;

,

Основне допустиме напруження згину з урахуванням коефіцієнта довговічності вибираємо згідно [ 3] табл. 4.8 – [σF]=51 МПа. Отже порівнявши розрахункове напруження згину з допустимим, робимо висновок, що міцність зубів черв’ячного колеса достатня.


6. Перевірка міцності відкритої зубчатої передачи
.

6.1 Необхідні дані для розрахунку:

Між осьова відстань: аω =180 мм;

Крутний момент: Мкр=22,62 Н٠м;

6.2 Вибір матеріала зубчатих коліс.

Виходячи з того, що передача відкрита і розміри її не ограничено, а також шестерня і колесо рівно міцні (так як передаточне відношення дорівнює одиниці uзубч=1),то для шестерні і зубчатого колеса вибираємо сталь 45 покращену до середньої твердості НВ 186, яка при діаметрі заготовки до 350 мм має σт=300 МПа, σв=660 МПа.

6.3 Розрахунок геометричних параметрів передачі.

Визначення модуля:

Видомо, що:

де, z1, z2 – кількість зубів шестерні і зубчатого колеса відповідно, що дорівнюють 20;

Звідки:

;

;

Діаметри ділильних кіл:

d1,2=m٠z;

d1,2=8٠20=160 мм;

Діаметри кіл вершин зубів:

dа1,2=d1,2+2٠m;

dа1,2=160+2٠8=176 (мм);

Діаметри кіл впадин зубів:

df2,3=d1,2 – 2,4٠mn

df2,3=160 – 2,4٠8=140,8 (мм).

Визначення ширини на згин:

Визначемо ширину шестерні і зубчатого колеса з умови міцності на згин:


де,
YF – коефіцієнт форми зуба, згідно [7] c. 117 YF=4,07;

К – коефіцієнт нерівномірності навантаження, згідно [7] табл. 7.7 К=1,37;

КFV – коефіцієнт динамічного навантаження, згідно [7] c. 120 КFV=1,05;

 Ft – окружна сила в зачеплені;

[σF] – допустима напруга на згин;

де, SF – коефіцієнт безпеки, згідно [7] c. 148 SF =2;

Тоді ширини коліс, згідно міцності на згин:

Згідно конструктивних міркувань ширину приймемо b = 15 мм.


7. Техніка безпеки при експлуатації установки

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

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

3. Всі роботи з огляду й ремонту установки необхідно про переводити тільки при знятій напрузі, при цьому на пусковому пристрої повинна бути встановлена табличка «не включати».

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

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.

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.

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

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

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

 10. Баки з вихідними компонентами повинні бути герметичні й зберігатися в специальновиділеному приміщенні, обладнаному приточно-витяжної вентиляцією.

11. При заповненні баків компонентами, особливо поліізоцианатом, необхідно уникати протоки їх на поверхню баків і на підлогу. У випадку протоки ПИЦ це місце засипається обпилюваннями або піском. Нейтралізується 5- -7% розчином


аміаку,
втримується на протязі 2 годин, після чого збирається в закриту тару. Тара після зливу навішень компонентів очищається від рідини штапелем, промивається розчинником і зберігається в приміщенні разом із сировиною. Спалювання обпилювань із ПИЦ забороняється, тому що в результаті горіння виділяються сильно токсичні речовини. Роботу з нейтралізації необхідно проводити в гумових рукавичках.

12. До роботи із пневматичним розпилювачем допускаються особи, забезпечені індивідуальними засобами захисту: протигазами марки «БКВ», «ЕО16», «Б» ГОСТ 12.4.121-83, захисними окулярами ГОСТ 12.4. 013-85, гумовими рукавичками технічними ГОСТ 20010-74, гумовими чоботями ГОСТ 5375-79, халатами ГОСТ 12.4. 131-83, ГОСТ 12.4. 132-83.

 13. Спецодяг, використовуваний для захисту працюючих з розпилювачем повинна піддаватися щотижневій зміні й пранню господарським милом ГОСТ 790-69 або засобами миючими синтетичними порошкоподібними ГОСТ 25644-83. При забрудненні одягу ПИЦ необхідно негайно зняти її, видалити із приміщення й піддати забруднені місця дегазації. Дегазацію проводити аміачним розчином і спиртом з наступним пранням одягу.

 14. При влученні ПИЦ на шкірні покриви, він повинен віддалятися м'яким дрантям, шкіра промивається спиртом, потім водою з милом і змазується ожиряющої рідиною (маззю).

 15. При влученні ПИЦ в очі вони повинні відразу рясно промиватися водою або 1 -3% розчином повареної солі. Далі необхідно звернутися до лікаря.

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

 17. Заборонено роботу установки з несправними манометрами, ушкодженими шлангами.

 18.Під час роботи забороняється перебувати в приміщенні
 стороннім особам.

19. Забороняється виливати вихідні компоненти в каналізацію.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

4322. Интернет как инструмент PR-деятельности: социологический анализ (оценка эффективности сайтов вузов г. Твери как средства связей с общественностью) 16.02 KB
  Интернет как инструмент PR-деятельности: социологический анализ (оценка эффективности сайтов вузов г. Твери как средства связей с общественностью) Существенной особенностью современных процессов глобализации является рост масштабов применения новых ...
4323. Стратегия выбора системы управления сайтом: сравнение систем по формальным параметрам 33.5 KB
  Стратегия выбора системы управления сайтом: сравнение систем по формальным параметрам Введение В статье речь пойдет о выборе системы управления для коммерческого Web-сайта. В настоящее время утверждение о необходимости разработки Web-сайта компании,...
4324. Разработка текстовой версии персонального сайта студента 420.5 KB
  Учебная цель: Провести сбор вспомогательной информации. Получить практические навыки работы в виртуальной среде. Оценить свои возможности по созданию html-страничек. Изучить основы работы с тегами. Программное обеспечение для выполнения лабора...
4325. Модификация сайта студента с использованием графики 99 KB
  Цель работы: Получить практические навыки работы в виртуальной среде. Создать каркас сайта пользователя с использованием изображений. Изучить основы организации форм в HTML. Программное обеспечение Дя выполнения лабораторной работы необходимо следую...
4326. Модификация персонального сайта студента с использованием CSS 96.5 KB
  Цель работы: изучение и применение каскадных таблиц стилей (CSS) при оформлении (разметке) Web-страниц, формирование умений разметки страниц с помощью блоков (DIV) и CSS Порядок выполнения работы: Ознакомиться с заданием на выполнение лабораторной р...
4327. Язык Javascript и его модификации 147.97 KB
  Язык Javascript и его модификации. HTML+JavaScript Начиная изучать web-технологии, Вы узнали, что все web-документы создаются с помощью языка HTML, который не является языком программирования, а лишь языком разметки гипертекстовых документов. Тепер...
4328. Модификация персонального сайта студента с использованием Javascript 113.5 KB
  Цель работы: Получить практические навыки работы в виртуальной среде. Изучить основы языка JScript. Программное обеспечение Для выполнения лабораторной работы необходимо следующее ПО: Редактор HTML документов (желательно HomeSite 4.5 и выше)...
4329. Основы JavaScript. Результаты работы скриптов. 339 KB
  Введение Основное преимущество языка разметки документов - HTML состоит в его простоте. Каждый, после недолгих экспериментов может научиться создавать достаточно красивые и информационно наполненные документы для своего сайта. Основным недостатком...
4330. Инструментальные средства для создания собственной системы управления контентом сайта 1.11 MB
  Инструментальные средства для создания собственной системы управления контентом сайта. Цели лабораторного практикума: получение навыков и изучение основных приемов создания персонального Web-сервера. знакомство с программными продуктами:...