Шестерённый насос с опорами качения

Шестерённый насос с опорами качения

Контрольная работа

Шестерённый насос с опорами качения

Задание

) Привести описание конструктивной схемы и принципа работы насоса

) Рассчитать основные конструктивные и рабочие параметры насоса.

) Разработать сборочный чертёж механизмов гидравлической машины.

Исходные данные:

Тип гидромашины - шестерённый насос с опорами качения.

Параметры:

рабочий объем: 25 см3/об;

рабочее давление: 6,3 МПа;

частота вращения вала: 2000 мин-1

КПД: 92%

Содержание

насос гидравлический зацепление шестерня

1.Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

. Расчет стенки корпуса насоса

. Определение опорных реакций шестерен

. Расчет подшипников

. Расчет цапфы ведомой шестерни.

.1 Расчет цапфы на кручение

.2 Расчет цапфы на изгиб

. Расчет вала шестерни

. Расчет шпоночного соединения

. Проверка прочности зуба шестерни

. Расчет потерь на всасывание

Заключение

Список используемых источников

Введение

Описание конструкции.

Шестеренным насосом называют роторную гидромашину с рабочими камерами, образуемыми рабочими поверхностями зубчатых колес, корпуса, боковых крышек.

Шестеренные насосы выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления. Наиболее распространенными является насос первого типа, который состоит из пары зацепляющихся цилиндрических шестерен, помещенных в плотно охватывающий их корпус, имеющий каналы в местах входа в зацепление и выхода из него, через которые осуществляется подвод (всасывание) и отвод (нагнетание) жидкости. Эти насосы просты по конструкции и отличаются надежностью, малыми габаритами и массой.

Конструктивной их особенностью является наличие лишь вращательного движения деталей рабочего органа. Ввиду этого в машинах данного типа полностью устранено ограничительное влияние на работу инерционных сил узлов машины (исключая ограничительное влияние инерционных сил жидкости).

Шестеренные используются как в качестве насосов, так и гидромоторов. Ввиду этого выкладки, произведенные применительно к насосу, могут быть распространены и на гидромоторы.

Максимальное давление, развиваемое этими насосами, обычно 10 МПа и, реже, 15-20 МПа. Созданы также насосы, пригодные для работы при давлении 30 МПа. Подача насосов, предназначенных для работы на низких давлениях, доходит до 1000 л/мин.

В шестеренных гидромашинах отсутствует эффект действия на конструкцию инерционных сил движущихся деталей. Они допускают относительно высокие частоты вращения, а также кратковременные перегрузки по давлению, величину и длительность которых определяют в основном размеры подшипников. Максимальные частоты вращения составляют обычно 2500 и 4000 об/мин, для насосов небольших подач допускаются более высокие частоты вращения.

В данной работе рассмотрен насос с подшипниками качения. Для борьбы со специфическим недостатком шестеренного насоса - образованием запираемой полости - применяются разгрузочные канавки. Рабочие камеры данного насоса ограничены ведущим, ведомым зубчатыми колесами и втулками. Жидкость поступает во входное отверстие и заполняет объемы впадин между соседними зубьями шестерен. При вращении вала насоса эти объемы переносятся в зону нагнетания, где шестерни входят в зацепление и зубьями вытесняют жидкость в зону нагнетания. В состав конструкции также входят: шайбы упорные, крышка передняя и задняя, уплотнение и корпус.

Принцип действия.

При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев, переносится из камеры d всасывания в камеру с нагнетания, которая образованна корпусом насоса и зубьями a1, b1, a2, b2. Поверхности зубьев а1 и а2, омываемые жидкостью под давлением р2, вытесняют при вращении шестерен больше жидкости, чем может поместиться в пространстве, освобождаемом зацепляющимися зубьями b1 и b2. Разность объемов, описываемых рабочими поверхностями этих пар зубьев, вытесняется в нагнетательную линию насоса..

Рис. 1. Схема шестеренного насоса

Шестеренные насосы находят широкое применение в различных областях техники вследствие их компактности, надежности и небольшой трудоемкости изготовления.

Порядок сборки и разборки насоса.

В расточках чугунного корпуса 1 смонтированы четыре втулки 2. В уплотняющих втулках расположены игольчатые подшипники 3, являющиеся опорами ведущего 4 и ведомого 5 валов насоса. Шестерни 8, числом зубьев равным 14 посажены на валы(по средствам двух шпонок каждая), и зафиксированы в окружном направлении пружинными кольцами 7 и распорными 6. С торцов корпус закрыт крышками 9 и 10. В рвсточку передней крышки запрессована манжета 11.

 Основные обозначения и символы

 - рабочий объём в

 - рабочее (номинальное) давление в

 - частота вращения приводного вала в

 - объёмный КПД

 - механический КПД

 - идеальная (теоретическая) подача насоса в

 - действительная подача насоса в

 - модуль зацепления в м

 - ширина шестерни в мм

 - производительность за 1 оборот на 1 мм ширины зуба шестерни в

 - число зубьев

 - теоретическое расстояние между центрами в мм

 - действительное расстояние между центрами в мм

 - диаметр начальной окружности в мм

 - диаметр окружности вершин в мм

 - угол зацепления шестерен в градусах

 - профильное смещение инструмента в мм

 - диаметр окружности впадин в мм

 - диаметр основной окружности в мм

 - толщина зуба у вершины в мм

 - расстояние от оси до начала разгрузочной канавки в мм

 - глубина разгрузочной канавки в мм

 - основной шаг в мм

 - толщина зуба по начальной окружности в мм

- напряжение в стенке корпуса в МПа

 - толщина стенки корпуса в мм- внешний радиус стенки корпуса в мм

 - расстояние от центра ведомой шестерни до точки зацепления в мм

 - угол, соответствующий крайней точке эвольвенты в градусах

 - угол, на который распространяется зона высокого давления в градусах

 - радиус входного отверстия в мм

 -допустимая скорость течения рабочей жидкости во всасывающей магистрали в м/с

 - допустимая скорость течения рабочей жидкости в напорной магистрали в м/с

 - угол, расположенный от начала переходной зоны до линии всасывании в градусах

 - угол, на который распространяется переходная зона от нагнетания к всасыванию

 - крутящий момент , передаваемый ведомой шестерней в

 - нормальное давление на зуб в Н

 - опорные реакции ведомой шестерни в Н

 - ширина подшипника в мм

 - диаметр цапфы в мм

 - кинематический коэффициент вязкости в

 - плотность используемой жидкости в

 - динамический коэффициент вязкости

 - радиальный зазор в мкм

 - внутренний диаметр подшипника в мм

 - толщина слоя смазки в мкм

 - безразмерный коэффициент

 - величины среднего удельного давления в МПа

 - внутренний диаметр цапфы в м- допустимая скорость течения рабочей жидкости в м/с

 - предел прочности для материала цапфы в МПа

 - коэффициента запаса

 - допустимое напряжение в МПа

[] - допустимый диаметр цапфы в мм

 - изгибающий момент в сечении цапфы в

 - момент сопротивления изгибу в сечении цапфы в

 - напряжение изгиба в сечении цапфы в МПа

 - прогиб цапфы ведомой шестерни в мкм

 и  - осевые моменты инерции сечения в

 - минимальный радиус торца подпятника в мм

 - площади, к которой необходимо подводить давление нагнетания для поджатия подпятника к торцу шестерни в мм2

и  - координаты сноса центра тяжести площади в мм

 - полная площадь в мм2

 - угол зацепления в градусах

 - площадь сегмента, хорда которого расположена от оси на половине действительного расстояния между центрами в мм2

 - площадь элементарной площадки в мм2

 - диаметр элементарной площадки в мм

 - расстояния между центрами окружностей диаметром Da и  в мм

 - минимальное расстояние от внешней окружности кольца до наружной окружности подпятника в мм

 - мощности, передаваемой валом в Вт

 - крутящий момента, передаваемый валом в

 - полярный момент сопротивления опасного сечения вала м3

 - напряжение кручения в опасном сечении в Н

 - коэффициент запаса прочности

 - диаметр делительной окружности шлицевого соединения в мм

 - наружный диаметр шлицев в мм

 - внутренний диаметр шлицев в мм

 - рабочая длина шлицев в мм

 - число шлицев

 - окружное усилие, передаваемое валом в Н

 - напряжение смятия на поверхности шлицев в МПа

1.Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Расчет идеальной  и подачи Q насоса [1]:

; (1.1)

   (1.2)

Предварительный выбор модуля зацепления m (табл. 1) [1]:

 (1.3)

и округление до стандартного значения m=4 мм

Выбор ширины зуба шестерни b: ;

Проверка правильности выбора модуля по номограмме подачи (для насосов, используемых в авиационной промышленности) осуществляется просмотром таблицы, содержащей значения подачи за 1 оборот на 1 мм ширины зуба шестерни в зависимости от модуля и числа зубьев z [1].Т.к.  выражена в «л», а  в «см3», то при определении  делим  на , т.е. в данном случае на 1:

 (1.4)

где  - идеальная подача за один оборот на 1 мм ширины зуба.

По номограмме I [1] находим, что требуемая производительность насоса при заданных оборотах и принятой ширине может быть получена при коррегированном зубе при модуле m=4мм и числе зубьев z=12

Пересчет ширины зубьев по формуле:

Конструктивно принимаем b=20 мм.

Пересчитаем ошибку:  и она не превышает допустимую.

Определение геометрических параметров зацепления шестерен по ГОСТ 16532 - 70;

Диаметр начальной окружности dw=15·m=15·4= 60 мм

Теоретическое расстояние между центрами  мм

Действительное расстояние между центрами мм

Диаметр окружности вершин

Диаметр окружности впадин  

Диаметр основной окружности

Основной шаг

Профильное смещение инструмента

Толщина зуба по начальной окружности

Высота зуба  

Максимальный боковой зазор  

Расстояние от оси до начала разгрузочной канавки

Глубина разгрузочной канавки

Глубина

Угол зацепления шестерен 29050’.

Теоретическое расстояние между центрами:

Действительное расстояние между центрами:

Диаметр начальной окружности:

Диаметр окружности вершин:

:

:

Степень перекрытия E = 1,1 мм

Проверка отношения , где  - диаметр начальной окружности:

для подшипников качения  = 0,5 ÷ 0,6;

=0,38

Условие выполняется.

Проверка коэффициента перекрытия:

Проверка по подаче при найденных геометрических параметрах [1]:

где  - удельная подача для случая неиспользования защемленного объема;

 - удельная подача для случая полного использования защемленного объема:

Проверка дает положительный результат т.к.:

2. Расчет стенки корпуса насоса

Напряжение в стенке корпуса [2]

Принимаем в качестве материала корпуса чугун, для него допустимое напряжение составляет .

 - радиус вершин шестерни;- внешний радиус стенки корпуса:

где  - толщина стенки корпуса.

Сравним с допустимым напряжением для материала корпуса .

Принимаем в качестве материала корпуса чугун =60 МПа.

Получим < , условие выполняется.

3. Определение опорных реакций шестерен

расстояние , от центра ведомой шестерни до выбранной точки зацепления [1]:

Угол , между  и осью X, [1]

Угол , соответствующий крайней точке эвольвенты [1]:

По приложению 3 [1] определяем значение эвольвентной функции

Определяем угол , между линией центров и радиусом, проведенным к кромке выходного окна:

Угол  от вершины зуба, проходящего через точку зацепления, до кромки выходного окна.

Целое число частного от деления угла  на угловой шаг:

Радиус входного и выходного отверстий (в месте соединения со всасывающей и напорной магистралью) [1]:

Радиус входного отверстия (в месте соединения со всасывающей магистралью):

Радиус выходного отверстия (в месте соединения с напорной магистралью):

где  - допустимая скорость течения рабочей жидкости:

во всасывающей магистрали  = 1 ÷ 2 м/с;

в напорной магистрали  = 7 ÷ 8 м/с.

Угол , расположенный от начала переходной зоны до линии всасывания [13]:

где  - радиус начальной окружности шестерни.

Угол , на который распространяется переходная зона от нагнетания к всасыванию [1]

где

Угол  разбиваем на две части, разделенные осью X, и находим каждую из них [1]:

Проекции на оси X и Y гидравлических сил, действующих со стороны нагнетания, находим как проекции сил, действующих на KF2, или как сумму проекций сил, действующих на O2K и O2F2 [1]:

Проекции на оси X и Y гидравлических сил, действующих в переходной зоне от нагнетания к всасыванию [1]:

Крутящий момент , передаваемый ведомой шестерней [1]:

где  = 0,85.

Минимальное значение диаметров валов:

Принимаем диаметр вала Dв = 55 мм

Нормальное давление  на зуб [1]:

Проекции равнодействующей силы на оси X и Y [12]:

Где  и  - проекции на оси  и сил нормального давления

Определим равнодействующую этих сил [13]:

Опорные реакции ведомой шестерни  [1]:

4. Расчет подшипников

Расчет подшипников качения проводится по методике, представленной в [2].

В шестеренных машинах возможен вариант использования подшипников без внешнего и внутреннего колец. В этом случае внутренним кольцом является вал-шестерня, а наружным - элемент корпуса.

Из сортамента коротких цилиндрических роликов, поставляемых в виде свободных деталей ГОСТ 6870-81 выбираем ролик dр=4мм, bр=12мм [3]

Коэффициент работоспособности подшипника :

Долговечность подшипника :

где n - скорость вращения подшипника.

Проверка долговечности подшипника  по заданному ресурсу работы подшипника.

>500ч

5. Расчет цапфы ведомой шестерни

.1 Расчет цапфы на кручение

Расчет цапфы на кручение проводится по методике, представленной в [1].

В качестве материала цапфы принимаем чугун у которого:

, коэффициент запаса nт=2,5 [4]

Расчет допустимого напряжения:

.

Определим внутренний диаметр цапфы:

где [V] - допустимая скорость течения рабочей жидкости [V] = 1 .. 2 м / с;

Расчет отношения:

,

где dц=5,7- внутренний диаметр отверстия ведомой шестерни.

Проверка диаметра цапфы  по допустимому диаметру цапфы [], рассчитанному по формуле:

Размер Dц должен быть больше или равен [Dц]: 63,69мм>6,961мм

.2 Расчет цапфы на изгиб

Расчет цапфы с опорами качения проводится по методике, представленной в [1].

Изгибающий момент в сечении цапфы:

Где с=3мм - ширина упора под подшипник

Момент сопротивления изгибу в сечении цапфы:

Напряжение изгиба в сечении:

Прогиб цапфы ведомой шестерни:

где E =2,1·1011Па- модуль упругости материала цапфы.

Осевой момент инерции соответствующего сечения:

;

Проверка прогиба цапфы Y по допустимому прогибу цапфы.

6. Расчет вала шестерни

Расчет проводится по методике, представленной в [1].

Мощность, передаваемая валом:

Крутящий момент, передаваемый валом:

Полярный момент сопротивления опасного сечения вала:

Напряжение кручения в опасном сечении:

Коэффициент запаса прочности (значение  должно быть в пределах ):

Проверка:

7. Расчет шпоночного соединения

Расчет проводится по методике, представленной в [5].

Для D=20 мм по ГОСТ 23360-78 [1] выбираем призматическую шпонку сечением 4×4 lш=50 мм

Окружное усилие передаваемое валом:

Проверка шпонки на смятие:

где к=2 мм - выступ шпонки от шпоночного паза

Условие прочности на смятие  выполняется

8. Проверка прочности зуба шестерни

Проверка проводится по методике, представленной в [5].

Изгибающий момент, действующий в сечении у основания зуба:

Определение величины , ,  приведено в разделе 1.1 и 1.3

Толщина зуба у основания:

Осевой момент сопротивления сечения у основания зуба:

Напряжение изгиба у основания зуба:

Проверка напряжения изгиба у основания зуба по допустимому напряжению  -условие выполняется

9. Расчет потерь на всасывание

Кавитационный запас насоса [1]:

,

где - барометрическое давление;

 - разница между уровнем жидкости в баке и отметкой уровня насоса;

 - потери давления жидкости на пути прохождения от ее бака до впадин зубьев, вызываемые сопротивлениями труб, фильтров, расходомеров и др., а также изменениями сечений и направлений потока в каналах насоса;

 - удельный вес жидкости АМГ-10 [6];

 - упругость паров топлива при температуре t °C ;

 - минимальное сечение на входе в насос;

n=2 - коэффициент безопасности.

Заключение

В ходе выполнения работы рассчитал шестерённый насос с подшипниками качения, а также определил геометрические параметры зубчатого зацепления, рассчитал стенку корпуса насоса, определил опорные реакций шестерен, рассчитал подшипники качения, цапфу ведомой шестерни, проверил на прочность зуб шестерни.

Разработал сборочный чертеж шестерённого насоса.

Список используемых источников

.Юдин Е.М. Шестерённые насосы. Основные параметры и их расчет. - М.: Машиностроение, 2010. - 236 с.

. Рыбкин Е.А, Усов А.А. Шестерённые насосы для металлорежущих станков. - М.: Машгиз,1960. - 187 с.

.Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор.- М.: Машиностроение, 2009. - 543 с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк.,

.- 535с.

. Анурьев В.И. Справочник конструктора- машиностроителя. Т. 2. - М.: Машиностроение, 2012. - 584 с.

.Атлас конструкций гидромашин и гидропередач: Учебн. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов /Б.М. Бим-Бад, М.Г. Кабаков, В.Н. Прокофьев и др. - М.: Машиностроение, 2010.- 136 с.

. Кондаков Л.А. Рабочие жидкости и уплотнения гидравлических систем. -М.: Машиностроение, 2012. - 216 с.