Размещено на http://www.allbest.ru/

ВСТУП

На сьогодні гідропривід залишається одним з найбільш перспективних технічних засобів передачі енергії. Аналіз тенденцій розвитку науки та техніки дає можливість з впевненістю стверджувати, що така тенденція збережеться і надалі.

Широке використання гідроприводу на машинах значно підвищує їх ефективність. Про це свідчить вже той факт, що гідропривід в першу чергу використовують на найбільш відповідальних машинах і механізмах, починаючи з таких галузей, як літакобудування, верстатобудування і закінчуючи такими, як гірнича техніка, будівельні і шляхові та сільськогосподарські машини. В більшості машин гідропривід використовують, як силові механізми, альтернативи яким по ефективності сьогодні немає. Крім того, гідропривід надає унікальні можливості при автоматизації виробничих процесів.

Поява нових енергонасичених швидкісних машин ставить підвищенні вимоги до технічних характеристик та надійності гідросистем. Одним з основних елементів будь-якої гідросистеми є насос високого тиску, призначення якого перетворення механічної енергії в потенційну енергію робочої рідини. Насос відповідає за ефективність роботи всієї гідросистеми. На насоси припадає найбільша кількість відмов.

Як відомо, на сьогоднішній день більш 18 % насосів, що використовується в гідроприводах - це шестеренні насоси типу НШ-У. Даний насос має переваги у порівнянні з іншими типами насосів: простий, легкий та надійний. Саме завдяки цьому він знайшов широке використання в різноманітних галузях.



1. ЗАГАЛЬНА ЧАСТИНА

зубчатий насос вал шестерня

1.1 Загальні відомості про шестерінчасті насоси

Шестерінчасті насоси - це об'ємні насоси роторного типу, робочими органами яких є дві або більше шестерень, що утворюють зчеплення. Основна група шестеренних насосів складається з двох прямозубих шестерней зовнішнього зачеплення. Застосовуються також інші конструктивні схеми, наприклад, насоси з внутрішнім зачепленням, шестеренні насоси з трьома або більше шестернями.

Шестерінчасті насоси найчастіше використовуються в найпростіших системах з відносно низьким рівнем тиску (близько 140-180 бар або 14-18 МПа). Шестеренні насоси дуже прості за конструкцією, містять малу кількість деталей, відносно дешеві і менш чутливі до забруднень в порівнянні з іншими гідравлічними насосами.

Рисунок 1.1 - Загальний вигляд шестеренного насоса

Завдяки простоті і технологічності конструкції, шестеренні насоси отримали широке застосування в системах гідроприводів невеликої потужності для подачі мастила, а також в системах керування.

1.2 Будова та принцип дії шестеренного насоса

Шестеренний насосі складається з двох прямозубих шестерень зовнішнього зачеплення (рис.1.2, а). Застосовуються також і інші конструктивні схеми, наприклад, насоси з внутрішнім зачепленням (рис.1.2, б), трьох-і більше шестеренчасті насоси (рис.1.2, в).

а) - з зовнішнім зачепленням; б) - з внутрішнім зачепленням; в) - три шестерінчасті;

Рисунок 1.2 - Схеми шестеренних насосів

Шестеренний насос із зовнішнім зачепленням (рис.1.2, а) складається з провідної 1 і веденої 2 шестерень, розміщених з невеликим зазором в корпусі 3. При обертанні шестерні рідина, що заповнила робочі камери (міжзубові простори), переноситься з порожнини всмоктування 4 в порожнину нагнітання 5. З порожнини нагнітання рідина витісняється в напірний трубопровід.

Шестеренний насос в розібраному стані зображений на рис.1.3. Шестеренний насос складається з корпусу 8, виконаного з алюмінієвого сплаву, всередині якого встановлені підшипниковий блок 2 з ведучою 1 і веденої 3 шестернями і ущільнюючий блок 5, що є іншою половиною підшипника. Для радіального ущільнення шестерень в центральній частині ущільнюючого блоку є дві сегментні поверхні, що охоплюють з встановленим зазором зуби шестерень. Для торцевого ущільнення шестерень служать дві підтискні пластини 7, що встановлюються в спеціальні пази ущільнюючого блоку з обох сторін шестерень. У підтискних пластинах і в лівій частині ущільнюючого блоку є фігурні поглиблення під гумові прокладки 6. Тиском рідини з порожнини нагнітання пластини 7 притискаються до торців шестерень, завдяки чому автоматично компенсується зазор, а витоки залишаються практично однаковими при будь-якому робочому тиску насоса. Ведуча та ведена шестірні виконані заодно з цапфами, що спираються на підшипники ковзання підшипникового і ущільнюючого блоків. Одна з цапф привідної шестерні має шліци для з'єднання з валом приводного двигуна. Насос закривається кришкою 4 з ущільнюючим гумовим кільцем 9. Приводний вал насоса ущільнений гумовою манжетою, закріпленою спеціальними кільцями в корпусі насоса.

1 - ведуча шестерня; 2 - підшипниковий блок; 3 - ведена шестерня; 4 - кришка насоса; 5 - ущільнюючий блок; 6 - гумова прокладка; 7 - підтискні пластини; 8 - корпус; 9 - гумове кільце;

Рисунок 1.3 - Шестеренний насос НШ-К



Шестеренні насоси з внутрішнім зачепленням складні у виготовленні, але дають більш рівномірну подачу і мають менші розміри. Внутрішня шестерня 1 (рис.1.2, б) має на два-три зуба менше, ніж зовнішня шестерня 2. Між внутрішньою і зовнішньою шестернями є серпоподібна перемичка 3, що відокремлює порожнину всмоктування від напірної. При обертанні внутрішньої шестерні рідина, що заповнює робочі камери, переноситься в напірну порожнину і витісняється через вікна в кришках корпуса 4 в напірний трубопровід.

На рис.1.2, в приведена схема тришестерінчастого насоса. У цьому насосі шестерня 1 ведуча, а шестірні 2 і 3 - ведені, порожнини 4 - усмоктувальна, а порожнини 5 - напірна. Такі насоси вигідно застосовувати в гідроприводах, в яких необхідно мати дві незалежні напірні гідролінії.

Рівномірність подачі рідини шестерінчастими насосами залежить від числа зубів шестерні і кута зачеплення. Чим більше зубів, тим менше нерівномірність подачі, однак при цьому зменшується продуктивність насоса. Для усунення защемлення рідини в зоні контакту зубів шестерень в бічних стінках корпусу насоса виконані розвантажувальні канавки, через які рідина відводиться в одну з порожнин насоса.



2. РОЗРАХУНОК ЕНЕРГЕТИЧНИХ ТА ГЕОМЕТРИЧНИХ ПАРАМЕТРІВ НАСОСА

Вхідні дані:

Робоча рідина - масло (густина 980 кг/м3);

Тиск на виході насоса - 25 МПа;

Тиск на вході насоса - 0,034 МПа;

Подача насоса - 10 л/хв;

Частота обертання вала насоса - 720 хв-1.

2.1 Визначення потужності, що споживається насосом

Потужність, що споживається насосом визначається за формулою:

, (2.1)

де, ?Р - різниця тисків на виході та вході насоса, Па;

Q - фактична (необхідна згідно індивідуального завдання) подача насоса, м3/с;

?мех - механічний ККД, ?мех = 0,7?0,9);

?о - об'емний ККД, (?о = 0,85?0,95).

Визначаємо ?Р за формулою:

?Р=Рвих-Рвх, (2.2)

Рвих - тиск на виході насоса, Па

Рвх - тиск на вході насоса, Па

?Р=25 - 0,034 = 24,966 МПа

Визначаємо згідно формули (2.1)

Знайдемо робочий об'єм насоса з формули:

, (2.3)

де, q - робочий об'єм, м3;

n - кількість обертів ротора насоса, с-1.

Вибираємо електродвигун 4А160S8 з наступними характеристиками:

Nр=7,5 кВт - номінальна потужність електродвигуна

- ковзання;

nс = 750 хв-1 - синхронна частота обертання.

2.2 Визначення частоти обертів вала насоса на розрахунковому режимі

Визначаємо число обертів за формулою:

, хв-1. (2.4)

де nc - синхронна частота обертання вала електродвигуна;

nн - номінальна частота обертання вала насоса (задана у вихідних даних);

Np - Розрахункова споживана потужність насоса;

Nн - номінальна потужність електродвигуна.

2.3 Визначення геометричних розміри зубчатих коліс насоса

Розміри зубів з евольвентним профілем визначають параметри, що характеризують положення будь-якої точки. Евольвента є розверткою основного кола діаметром Db у вигляді траєкторії точки прямої, що перекочується без ковзання по цьому колу.

Рисунок 2.1- Основні геометричні параметри шестерні

Вихідними даними для розрахунку як евольвенти так і зубчатого колеса є наступні параметри:

m - модуль (частина діаметра ділильного кола, що припадає на один зуб). Модуль є стандартною величиною, значення якої після її визначення уточнюється за довідниками.

z - кількість зубів колеса.

? - кут профілю вихідного контуру. Кут є також величиною стандартною та приймається рівною 20°.

2.3.1 Модуль зачеплення

Для знаходження модуля скористаємося формулою:

, м (2.5)

Ряд модулів зубчатого зачеплення, мм: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 60; 80; 100.

Приймаємо найближче стандартне значення модуля m=5 мм

2.3.2 Ширина шестерні

Рекомендовано при тиску до 2 МПа ширину шестерні визначати з умови b=6…10m, більше 2 МПа - b=3…6m

Отже,

b=3…6m мм (2.6)

b=(3…6)·5=15…30 мм

Приймаємо b=25 мм.



2.3.3 Ділильний діаметр

Ділильний діаметр - це діаметр стандартного кроку, модуля та кута профілю. Визначається за формулою:

D = m · z , (2.7)

де z - кількість зубів шестерні ( приймають рівним 6-16, найчастіше 10-12)

приймаємо z=10

D = m · z = 5·10 = 50 мм

2.3.4 Діаметр кола вершин та впадин зубів

Визначаємо криві, що обмежують евольвенту: діаметр вершин зубів та діаметр впадин зубів.

Діаметр вершин зубів визначається за формулою:

Da = D+2·m, мм (2.8)

Da = 50+2·2,5=55 мм

Діаметр впадин зубів визначається за формулою:

Df = D - 2·(c + m) (2.9)

де с - радіальний зазор пари вихідних контурів.

с = 0,25·m (2.10)

с = 0,25·5=1,25 мм

Відповідно:

Df = 50 - 2·(1,25 + 5)=37,5 мм.

Діаметр основного кола, розвертка якого буде складати евольвенту, визначається за формулою:

Db = cos ? · D, мм (2.11)

Db = cos 20° · 50 = 46,98 мм

Основні дані необхідні для побудови евольвенти отримані. Тепер отримаємо рівняння евольвенти в полярних координатах. Рівняння представляется двома параметрами: поточним радіусом-вектором та евольвент ним кутом.

2.3.5 Евольвентний кут

Для визначення евольвентного кута (inv ?t) необхідно задатися кутом профілю зуба (?t) в торцевому перерізі. Для цього скористаємося формулою:

inv ?t = tg ?t - ?t (2.12)

Розрахуємо значення евольвентного кута (inv ?t) для кута профілю зуба (?t) в межах від 1° до 50°. При розрахунку значення кута беруть в радіанах. 1 радіана рівна 57,3°.

Для 30° профілю зуба евольвент ний кут буде рівний:

inv ?t = (tg(30°/57,3°)-(30°/57,3°)·57,3° = 3,07922°

Аналогічно розраховується евольвент ний кут для кутів 1; 10; 25; 33; 50 профілю зуба.

Таблиця 2.1 - Залежність евольвентного кута від кута профілю зуба

Кут профілю зуба, °	1	10	25	33	50
inv ?t, °	0,0001	0,10278	1,71719	4,20760	18,27857

2.3.6 Радіус-вектор

Розрахуємо поточний радіус -вектор за формулою:

R = (0,5·Db) / cos ?t (2.13)

Таблиця 2.2 - Залежність поточного радіус-вектора від кута профілю зуба

Кут, °	1	10	25	33	50
Радіус, мм	23,493	23,852	25,918	28,008	36,543

Отримані значення евольвентного кута та поточного радіус - вектора задають координати точок евольвенти відносно центра шестерні.

2.3.7 Побудова профілю шестерні

Побудова евольвенти виконується наступним чином: викреслюється основне коло діаметром db, відкладається евольвентний кут та поточний радіус-вектор відносно центра. Отримуються точки, які з'єднуються кривою, що і називається евольвентою. Побудована евольвента зображена на рис.

Рисунок 2.2 - Побудова евольвенти

Евольвента обмежується розрахованими раніше діаметрами вершин та впадин зубів. Для побудови всього профілю зуба необхідно знати товщину зуба по ділильному колу.

Товщина зуба визначається за формулою:

S = m·((3,14/2)+(2·х·tg ?)) (2.14)

де х - коефіцієнт зміщення шестерні. Вибирається виходячи з конструктивних міркувань. Приймемо х = 0.

Тоді:

S = 2·((3,14/2)+(2·0·tg 20))=7,85 мм

Отримана товщина зуба дозволяє побудувати закінчений профіль зуба (рис. 2.3)

Рисунок 2.3 - Побудова профілю зуба

Таким чином побудований евольвент ний профіль зуба. Простим розмноженням по колу будується профіль шестерні ( рис. 2.4).



Рисунок 2.4 - Профіль шестерні

2.4 Розміри робочих камер насосу

Розрахуємо ширину камери в осьовому напрямку, мм:

(2.15)

Приймаємо а=30мм.

Знайдемо довжину дуги камери всмоктування для надійного заповнення впадин:

, (2.16)

де, ?С - коефіцієнт швидкості, ;

? - коефіцієнт кінематичної в'язкості рідини (з довідника або книжки «гідравліка»), м2/с;

g - прискорення вільного падіння, м/с2.

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

2.5 Визначення розмірів вхідних та вихідних отворів насоса

Діаметр отвору:

(2.17)

де ? - швидкість робочої рідини, м/с.

максимальна швидкість для вихідного трубопроводу приймається 1,5 м/с

максимальна швидкість для вхідного приймається 1 м/с

приймаємо для вхідного трубопроводу

приймаємо для вихідного трубопроводу



2.6 Перевірка безкавітаційної роботи насосу

Безкавітаційна робота насосу буде виконуватись при виконанні слідуючої умови:

(2.18)

де, РВ - тиск рідини в камері всмоктування, Па;

РЦ - тиск від дії відцентрових сил інерції рідини, що знаходиться у впадинах, Па;

?РКАВ - кавітаційний запас, Па;

РНП - тиск насичених парів рідини, Па;

Кавітаційний запас ?РКАВ вибирають рівним (0,2?0,3)?105 Па.

Тиск РЦ знаходять із виразу:

(2.19)

де ? - кутова швидкість шестерень, с-1;

Rа - радіус кола виступів зубів колеса, м;

Rf - радіус кола впадин, м;

? - питома вага рідини, Н/м3;

Р0- тиск відцентрових сил 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 нерозчиненого повітря.

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

Кутова швидкість шестерень ? визначається за формулою:

(2.20)

де, n - число обертів, об/хв.

Питома вага рідини ? це:

(2.21)

де, ? - густина масла, кг/м3. Для моторного масла ? =890 кг/м3.

Перевіримо виконання умови (2.18):



3. РОЗРАХУНКИ ДЕТАЛЕЙ НАСОСА НА МІЦНІСТЬ

3.1 Вибір діаметрів валів

Діаметри валів приймаємо з конструктивних міркувань. Врахувавши діаметри втулок, ущільнень а також приєднувальних розмірів зупиняємося на таких даних:

d1 = 25 мм - діаметр під втулку;

d2 = 30 мм - діаметр під шестерню;

d3 = 20 мм - діаметр під шпонку.

Нижче наведено ескізи веденого та ведучого вала.

Рисунок 3.1 - Ескіз ведучого вала

Рисунок 3.2 - Ескіз веденого вала



3.2 Розрахунок товщини стінок корпуса

Даний 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 тиску рідини. Розрахунок товщини стінок корпуса здійснюється виходячи із максимального тиску рідини (тиск в 1,5 рази більший за робочий) та вибраного матеріалу корпуса.

Формула для розрахунку товщини стінки корпуса має вигляд:

, (2.22)

де [?р] - допустиме напруження при розтягуванні, Па;

рі - максимальний тиск рідини, рі=1,5 • Рн Па

r1 - радіус внутрішньої поверхні корпуса, приймемо r1=Da /2, м.

r1=60/2=30 мм.

Визначимо максимальний тиск рідини за формулою:

Корпус буде виготовлятися з чавуну, для якої [?р]= 115·106 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 необхідно збільшити на 0,2?0,5 см. Таким чином, виходячи з вище сказаного, а також з конструктивних міркувань приймаємо товщину стінки корпуса ? = 15 мм.

3.3 Розрахунок товщини кришок

Кришки корпусу насосів можна розраховувати як круглі пластини, закріплені по контуру і навантажені рівномірно розподіленим навантаженням. Розрахункова формула вигляд:

(2.23)

де, rк - внутрішній радіус кришки, що дорівнює внутрішньому радіусу корпуса;

Проведемо розрахунок за цією формулою:

Приймаємо ?к= 15 мм.



4. СПЕЦІАЛЬНА ЧАСТИНА

4.1 Об'ємні втрати при роботі шестерінчастого насоса

Фактична подача насоса буде меншою розрахункової на величину об'ємних втрат, які визначаються як різниця між розрахунковою і фактичною подачами. Ці втрати, в свою чергу, складаються із витікання рідини через зазори із камери нагнітання в камеру всмоктування і в навколишнє середовище, а також втрат на всмоктування.

Об'ємні втрати в шестерінчастому насосі зумовлені при нормальному (номінальному) режимі роботи переважно витіканням рідини через радіальні зазори між дуговою поверхнею корпуса і зовнішніми циліндричними поверхнями шестерень, а також через торцеві зазори між боковими стінками корпуса і торцями шестерень. Крім того, при дефектах профілю зуба і їх монтажу значні втрати рідини можуть проходити по лінії контакту зубів, що знаходяться в зачепленні, а також по більш складних каналах.

Точний розрахунок втрат ускладняються тим фактом, що у впадинах діє перемінний по напрямку обертання тиск, а також тим, що вказані зазори мають звуження і розширення і їх опір періодично змінюється за один оберт валу.

До об'ємних втрат також відносять втрати при всмоктуванні, які визначаються переважно, і особливо при високих частотах обертання, повнотою заповнення його робочих камер при проходженні ними зони всмоктування. Ці втрати знижають подачу насоса як при роботі при високому, так і при низькому тисках. Через це частоту обертання насоса переважно обмежують значенням 4000 об/хв.

Неповне заповнення камер рідиною приводить до пониження об'ємного ККД насосу, а також до виникнення пульсацій тиску на виході, які виникають тому, що при з'єднанні такої камери з порожниною нагнітання виникає зворотній потік рідини із порожнини в камеру, який призводить до гідравлічного удару, що потім розходиться по рідині в магістралі. Дослідження показують, що тиск рідини в робочій камері насосу при таких ударах може значно перевищувати (в 2 рази і більше) робочий тиск, в результаті чого насос може вийти із строю.

Для того щоб пом'якшити гідравлічний удар, зумовлений зворотнім потоком, необхідно забезпечити поступове заповнення робочих камер рідиною і стиснення її до величини робочого тиску до моменту з'єднання камер з нагнітальною порожниною. Для цього на циліндричній поверхні отворів під шестерні зі сторони порожнини нагнітання прорізають вузькі (0,5 - 0,6 мм) канавки, через які рідина під тиском поступає в камеру до того, як з'єднується з порожниною нагнітання.

Для надійного заповнення робочих камер рідиною (маслом) при проходженні через порожнину всмоктування необхідно забезпечити потрібний тиск в камері. Досвід показує, що мінімальний абсолютний тиск в порожнині всмоктування повинен бути не нижче 300-400 мм.рт.мт. В більшості випадків тиск повинен бути вище атмосферного, що досягається підвищенням тиску в баці гідросистеми шляхом заповнення його газом під тиском, а також за допомогою насосів.

4.2 Проектування розвантажувальних канавок

Для нормального щеплення (?=20°) відстань між канавками визначається за наступною залежністю, мм:

,

де m - 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. При :

.

Розміри розвантажувальних канавок для секцій будуть абсолютно однаковими.



Висновки

В наш час шестерінчасті насоси набули широкого використання завдяки своїм перевагам, а саме забезпечення заданого тиску і продуктивності при мінімальній масі і габаритах, максимального ККД, мінімальної складності у виготовленні, простоті обслуговування, надійності роботи в експлуатаційних умовах.

В даному курсовому проекті я розглянув загальні відомості, будову та принцип дії шестерінчастих насосів, а також за заданими вихідними даними розрахував основні геометричні та технічні параметри. Використовуючи ці значення мною був розроблений шестерінчастий насос.



Перелік використаних джерел

1. Пояснювальна записка до курсового проекту: «Гідромашини і компресори».

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.

7. Юдин Е.М. «Шестеренные насосы. Издание 2-е, переработаное и дополненое». - М.: Машиностроение, 1964. - 237 с.

Размещено на Allbest.ur