Проектирование шестеренного насоса

Размещено на http://www.allbest.ru/

29

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

Донбасский государственный технический университет

Кафедра прикладной механики

КУРСОВАЯ РАБОТА

По курсу: «Объемные гидромашины и передачи»

«ПРОЕКТИРОВАНИЕ ШЕСТЕРЕННОГО НАСОСА»

Выполнил: ст. гр. ГПМ - 08 - 1 Густыр А.Н.

Проверил: доц. каф. Чебан В.Г.

Алчевск 2011



Содержание

шестеренный насос шестерня компрессия

1. Цель работы

2. Конструкция шестеренного насоса

3. Принцип действия шестеренного насоса

4. Расчет шестеренного насоса

4.1 Исходные данные

4.2 Определение геометрических размеров шестерен

4.3 Расчет корпуса шестеренного насоса

4.4 Проверка кавитационного запаса шестеренного насоса

4.5 Меры борьбы с компрессией жидкости во впадинах зубьев

4.6 Расчет деталей шестеренного насоса

4.7 Материалы и требования к изготовлению шестеренных насосов

4.8 Уплотнения шестеренных насосов

Список литературы

1. Цель работы

Цель работы - закрепление, углубление и обобщение теоретического материала курса «Объемные гидро- и пневмомашины и аппараты»; практическое применение расчетов и выводов; развитие инженерных навыков в проектировании гидравлических машин.



2. Конструкция шестеренного насоса

На рис. 1 показан шестеренный насос исполнения «Ш». Насос состоит из корпуса 1, в котором с небольшими торцовыми и радиальными зазорами находятся в зацеплении две одинаковые шестерни - ведущая шестерня 5 и ведомая шестерня 3, изготовленные заодно с валом. В корпусе 1 выполнены каналы подвода (всасывания) и отвода (нагнетания) рабочей жидкости. Опорными поверхностями вал-шестерни опираются на внутреннюю поверхность втулок 4, 7 и 13, которые являются подшипниками скольжения. С торцов корпус 1 закрыт задней крышкой 8 с прокладкой 6 и стойкой 26, закрепленными болтами 2. Уплотнение ведущей вал-шестерни 5 - торцовое, расположенное в стойке 26. Оно состоит из бронзового подпятника 21 с резиновым уплотнительным кольцом 20, стальной пяты 17, резинового уплотнительного кольца 18, пружины 15, упорного кольца 14. Подпятник фиксируется винтом 19, от проворачивания стальная пята 17 имеет выступ, который заходит в паз втулки 16. Упорная втулка 16 зафиксирована на ведущей вал-шестерне 5 винтом 24, который предохраняет упорную втулку 16 от проворачивания и допускает ее перемещение только в осевом направлении.

Уплотнение ведущей вал-шестерни 5 закрывается крышкой 22 с прокладкой 25, закрепленной болтами 23. Для предотвращения быстрого износа торцового уплотнения вследствие большого перепада давления на нем, в стойке 26 выполнено отверстие, которое соединяет полость, в которой расположено уплотнение с отверстием в ведомой вал-шестерни, и далее с каналом в задней крышке 8, из которого жидкость попадает в разгрузочный клапан, расположенный в корпусе 1 и соединенный с камерой всасывания. Разгрузочный клапан состоит из шарика 9, пружины 10, прокладки 11 и пробки 12.

Кроме разгрузочного клапана, в корпусе 1 выполнен предохранительно-перепускной клапан, который состоит из седла 27, клапана 29, пружины 30, шайбы 31, прокладки 32, крышки клапана 33, прокладки 34, гайки 35, регулировочного винта 36 и колпачка 28.

Рисунок 1 Конструкция шестеренного насоса



3. Принцип действия шестеренного насоса

При вращении шестерен 5 и 3, в момент выхода зубьев из зацепления в полости всасывания объем межзубовых камер увеличивается, давление в камерах снижается, и жидкость, заполняя эти камеры, переносится по периферии вращающимися вал-шестернями 5 и 3 в полость нагнетания. В момент входа зубьев в зацепления в полости нагнетания объем межзубовых камер уменьшается, давление повышается, и жидкость вытесняется в нагнетательную магистраль.

У приведенного на рис. 1 насоса торцовый и радиальный зазоры между шестернями 5 и 3, втулками 4, 7 и 13, а также корпусом 1 выполнены постоянными. На торцовых поверхностях втулок 4, 7 и 13 выполнены канавки для разгрузки запертого объема между двумя парами зубьев, находящихся в зацеплении. Если не принять мер по разгрузке запертого объема, то после защемления жидкости, давление в данном объеме сначала резко возрастает, а затем падает, с образованием вакуума. Это приведет в одном случае к возрастанию нагрузки на шестерни 3 и 5, и втулки 4, 7 и 13, а в другом - к кавитации. Если канавки выполнены с одной стороны, то разгрузка будет неполная, и запертый объем будет разгружаться только при его уменьшении. Если канавки выполнены с двух сторон, то разгрузка будет полная.

Из рисунка видно, что вследствие перепада давления будут иметь место торцовые и радиальные перетечки жидкости из полости нагнетания в полость всасывания. Кроме этого, перекачиваемая жидкость через зазоры между втулкой 13, корпусом 1 и валом 5 попадет в полость уплотнения вала, откуда по каналу в стойке 26, отверстию в ведомой вал-шестерни 3, разгрузочный клапан попадает в камеру всасывания.

Вращающаяся вместе с ведущим валом пята 17 прижимается к подпятнику 21 пружиной 15 и избыточным давлением, которое поддерживается в полости уплотнения разгрузочным клапаном. Уплотнение подпятника 21 и пяты 17 осуществляется через постоянно притирающиеся друг к другу торцовые поверхности этих деталей.

На подачу насоса оказывает существенное влияние заполнение рабочих впадин. Жидкость, поступающая из всасывающей полости в межзубовую впадину вращающейся шестерни, приобретает угловую скорость последней, вследствие этого появляется центробежная сила, стремящаяся выбросить ее из впадины и препятствующая заполнению этой впадины жидкостью.

Чтобы жидкость надежно заполняла впадины, ее абсолютное давление во всасывающей полости должно превышать давление, создаваемое центробежной силой. Чем меньше будет это превышение, тем меньше будет скорость заполнения впадины и тем дольше впадины должны быть соединены со всасывающей полостью. Поэтому для улучшения питания насоса жидкостью в нереверсивных насосах камера всасывания выполняется более широкой (с большим углом охвата), чем камера нагнетания.

4. Расчет шестеренного насоса

4.1 Исходные данные

- действительная (фактическая) подача насоса, л/мин;

- рабочее давление в напорной магистрали, МПа;

- частота вращения шестерен насоса, об/мин;

- объемны КПД насоса (_о.н 0,85ч0,95);

- механический КПД насоса ( 0,7ч0,85).

4.2 Определение геометрических размеров шестерен

4.2.1 Определение предварительного значения модуля шестерен:

Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения (см. таблицу 1).

Таблица 1

m, мм
0,3	1,0	(2,75)	4,5	9	16	30
0,4	1,25	3,0	5,0	10	18	33
0,5	1,5	(3,25)	5,5	11	20	36
0,6	1,75	3,5	6,0	12	22	39
0,7	2,0	3,75	6,5	13	24	42
0,8	2,25	4,0	7,0	14	26	45
-	2,5	(4,25)	8,0	15	28	50

Из таблицы 1 принимаем значение модуля m = 2,75 мм.

Определение ширины шестерни:

Полученное значение ширины шестерни округляем до ближайшего стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров (см. таблицу 2).

Таблица 2

b, мм
5	13	21	29	37	46	58
6	14	22	30	38	48	60
7	15	23	31	39	49	62
8	16	24	32	40	50	63
9	17	25	33	41	52	65
10	18	26	34	42	53	67
11	19	27	35	44	55	70
12	20	28	36	45	56	-

Принимаем значение ширины шестерни b = 25 мм.

4.2.3 Определение необходимой теоретической подачи насоса

4.2.4 Определение удельной производительности шестеренного насоса (в см³ за 1 оборот на 1 мм ширины зуба)



4.2.5 Определение необходимого числа зубьев шестерни для обеспечения требуемой удельной производительности насоса

На номограмме 1 (см. рис.2) горизонталь q' = 0,56 см³ пересекает прямую модуля m = 2,75 мм на вертикали z = 12.

Следовательно, требуемая теоретическая производительность насоса при заданной частоте вращения n_н = 1500 об/мин и принятой ширине зуба b = 25 мм может быть получена с некорригированным зубом при модуле m = 2,75 мм и числе зубьев z = 12.

С целью улучшения зацепления в соответствии с требованиями, предъявляемыми к шестеренному насосу, останавливаемся на корригированном зубе, сохраняя расстояние между центрами то же, что и полученное при выборе некорригированного зуба, сохраняя раннее принятое значение модуля m = 2,75 мм, а число зубьев уменьшаем на единицу и принимаем z = 11.

4.2.6 Определение основных геометрических размеров зацепления

Основные геометрические размеры зацепления (см. рис. 3) и другие параметры насоса определяем по таблице 3, с учетом ранее принятого числа зубьев.

Теоретическое расстояние между центрами шестерен:

Действительное расстояние между центрами шестерен:

Диаметр начальной окружности шестерни:

Диаметр окружности головок зубьев шестерни:

По номограмме 2 (см. рис. 4), предназначенной для корригированных шестерен, проверяем удельную производительность насоса q'.

Получаем q' = 0.57 см³.

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

Диаметр основной окружности:

Основной шаг:

Угол зацепления передачи: б =Профильное смещение рейки:

Толщина зуба по начальной окружности:

Высота зуба:

Размер блочной скобы на два зуба:

Толщина зуба у вершины:

Боковой зазор между зубьями:

Степень перекрытия: = 1,133.

Теоретическая производительность для случая неиспользования защемленного объема:

q =0,58 см³/(1мм ширины1оборот); Q_т = 21,75 л/мин.

Теоретическая производительность для случая полного использования защемленного объема:

q =0,59 см³/(1мм ширины1оборот); Q_т = 22,12 л/мин.



Рисунок 2 Номограмма 1 (определение удельной производительности)



Рисунок 3 Зацепление корригированное с положительным смещением

Таблица 3

Основные данные рекомендуемых положительных шестерен (_в1 = _в2 = 0,5)

Параметры	Условные обозначения	Для модуля, равного единице	Для модуля m
Число зубьев	z	8	9	10	11	12	13	14	15	-
Теоретическое расстояние между центрами в мм	Ао1									Ат = Ао1m
Действительное расстояние между центрами в мм	Ад1	9	10	11	12	13	14	15	16	Ад = Ад1m
Диаметр начальной окружности в мм	d1									d = d1m
Диаметр окружности головок в мм	Dе1	11	12	13	14	15	16	17	18	Dе = Dе1m
Диаметр окружности впадин в мм	Di1	6,747	7,716	8,690	9,668	10,649	11,632	12,618	13,605	Di = Di1m
Диаметр основной окружности в мм	dо1	7,5174	8,4572	9,3969	10,3366	11,2763	12,2160	13,1557	14,0954	dо = dо1m
Основной шаг в мм	tо1	2,9521	2,9521	2,9521	2,9521	2,9521	2,9521	2,9521	2,9521	to=2,9521m
Угол зацепления передачи в град		3321	3215	3119	3032	2950	2914	2843	2814
Профильное смещение рейки в мм		0,6236	0,6080	0,5950	0,5840	0,5745	0,5663	0,5590	0,5526	m
Толщина зуба по начальной окружности в мм	s1	1,7166	1,6971	1,6813	1,6682	1,6572	1,6478	1,6397	1,6327	s = s1m
Высота зуба в мм	h1	1,0826	1,0725	1,0646	1,0583	1,0531	1,0487	1,0449	1,0418	h = h1m
Размер блочной скобы на 2 зуба в мм	М1	4,9666	4,9702	4,9750	4,9811	4,9888	4,9982	5,0070	5,0161	М = М1m
Толщина зуба у вершины в мм	sе1	0,1991	0,2481	0,2886	0,3225	0,3517	0,3788	0,4015	0,4210	sе = sе1m
Параметры	Условные обозна-чения	Для модуля, равного единице	Для модуля m
Боковой зазор между зубьями (по дуге начальной окружности) в мм	1	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	0,08	= 0,08m
Степень перекрытия		1,044	1,076	1,106	1,133	1,160	1,185	1,207	1,228
Размеры разгру-зочной канавки	Расстояние от оси до начала канавки в мм	сmax1	1,77	1,75	1,73	1,71	1,70	1,69	1,68	1,675	сmax = сmax1m
	Глубина на каждом торце в мм	y1	1,310-6	2,310-6	3,210-6	4,010-6	4,810-6	5,510-6	6,210-6	6,810-6	y = y1m y = ybn
Теоретическая производительность для случая неиспользования защемленного объема в см3/1мм ширины1оборот	q1	58,2410-3	64,4710-3	70,6810-3	76,8710-3	83,0510-3	89,2210-3	95,3310-3	101,5410-3	q = q1m2 Qт = qbn
Теоретическая производи-тельность для случая полного использования защемленного объема в см3/1мм ширины1оборот	q1	58,6010-3	64,5510-3	70,8410-3	77,1810-3	83,4010-3	89,6810-3	95,9710-3	102,2510-3	q = q1m2 Qт=qbn

Рисунок 4 Номограмма 2 (определение удельной производительности шестеренного насоса)

4.3 Расчет корпуса шестеренного насоса

Расчет корпуса шестеренного насоса сводится к определению сечений каналов на линиях всасывания и нагнетания и к расчету на прочность стенок корпуса.

Если к насосу предъявляется требование о возможности реверсивной работы, то камеры нагнетания и всасывания должны быть конструктивно одинаковыми. При отсутствии такого требования камера всасывания по условиям улучшения заполнения впадин делается значительно шире, чем окно нагнетания.

На рис. 5 показана конструктивная схема насоса с расширенной камерой всасывания. Благодаря расширению камеры всасывания можно значительно поднять рабочие скорости насоса, а также уменьшить зависимость объемного КПД от вязкости жидкости.



Рисунок 5 Насос шестеренный с расширенной камерой всасывания

Угол ₁ (см. рис. 6), определяющий размер камеры всасывания, принимается в пределах 45ч90. По условиям улучшения входа и обеспечения бескавитационной работы следует стремиться к верхнему пределу значения ₁. Однако для шестерен с малым числом зубьев и высоким давлением нагнетания угол ₁ = 90 может оказаться слишком большим с точки зрения размеров уплотняющей дуги. В случае применения разгрузки опор от радиальных усилий верхний предел угла ₁ тем более неприемлем, так как он приведет к большим утечкам и резкому снижению объемного КПД.

При конструировании насосов, предназначенных для перекачивания масла, нефти и мазута, с числом зубьев z = 12ч13 и работающих сравнительно с небольшим давлением нагнетания камеру всасывания часто выполняют с углом ₁ = 120.

Размер окна нагнетания определяется углом ₂ (см. рис. 6).

Угол ₂ для реверсивных насосов принимают равным углу ₁. Для нереверсивных насосов принимают _{2 1}.

Площади проходных сечений камер всасывания и нагнетания выбираются из условий, чтобы скорости движения жидкости в них не превышали допустимых значений. Для обычных насосов, работающих без подкачки, скорость движения жидкости в камере всасывания должна находиться в пределах u_вс = 1ч2 м/с. При расчете проходного сечения камеры нагнетания скорость нагнетания должна находиться в пределах u_н = 3ч5 м/с для насосов низкого давления и u_н = 5ч6 м/с для насосов высокого давления. Более высокие значения скоростей принимаются для менее вязких жидкостей.

Рисунок 6 Расчетная схема к определению рабочих камер

4.3.1 Расчет параметров камеры всасывания

Определение значения угла ₁:

Площадь проходного сечения камеры всасывания:

где u_вс принятая допустимая скорость всасывания жидкости.

Длина дуги камеры всасывания:

где а₁ ? ширина камеры всасывания в осевом направлении.

Принимаем

Определение угла г₁, соответствующего длине дуги s₁:

Определение угла в₁ камеры всасывания:

Диаметр всасывающей магистрали:

Если диаметр всасывающей магистрали получается больше ширины камеры всасывания, то необходимо уточнить значение d_вс.

Площадь сечения всасывающей магистрали:



Скорость жидкости во всасывающей магистрали:

Проверка по допустимой скорости:

4.3.2 Расчет параметров камеры нагнетания

Площадь проходного сечения камеры нагнетания:

где u_н принятая допустимая скорость нагнетания.

Длина дуги камеры нагнетания:

где а₂ ? ширина камеры нагнетания в осевом направлении.

Чтобы уменьшить нагрузку на опоры, окно нагнетания должно быть узким и удлиненным. С этой же целью данную щель делают несимметричной, смещенной в сторону менее нагруженной ведущей шестерни.

Принимаем

Определение угла г₂, соответствующего длине дуги s₂:

Определение угла в₂ камеры нагнетания:

где .

Диаметр напорной магистрали:

Если диаметр напорной магистрали получается больше ширины камеры нагнетания, то необходимо уточнить значение d_н.

Принимаем

Площадь сечения напорной магистрали:

Скорость течения жидкости в напорной магистрали:



Проверка по допустимой скорости:

4.3.3 Расчет на прочность стенок корпуса шестеренного насоса

Расчет толщины стенок корпуса производится в основном в насосах повышенного и высокого давления. Толщина стенок корпуса и крышек должна исключить возможность их деформации под действием сил давления жидкости. Расчет толщины стенок корпуса производится исходя из максимального давления и выбранного материала корпуса.

Минимальный наружный диаметр корпуса определим из условия обеспечения максимального допустимого значения напряжений в стенках корпуса:

где D_к ? наружный диаметр корпуса;

р_н.max - максимальное давление нагнетания, на которое производится статическое испытание корпуса.

Принимаем

где у_доп ? допустимое напряжение в стенках корпуса.

Для алюминиевого литья у_доп = 25 МПа, для чугунного у_доп = 40 МПа.

Наружный диаметр корпуса шестеренного насоса:

4.4 Проверка кавитационного запаса шестеренного насоса

Условие бескавитационной работы насоса:

где р_в ? давление жидкости в камере всасывания, Па;

р_о ? минимальное необходимое давление на радиусе окружности впадин зубьев шестерни (давление упругости паров жидкости), Па;

где р_кав ? кавитационный запас, Па;

где ? удельный вес жидкости, = 8500ч9000 Н/м³;

Принимаем

u_вс ? скорость жидкости во всасывающей магистрали, м/с;

р_ц ? давление от центробежных сил инерции жидкости во впадинах зубьев, Па;

где ? угловая скорость вращения шестерни, рад/с;

Необходимое минимальное давление в камере всасывания:

4.5 Меры борьбы с компрессией жидкости во впадинах зубьев

В шестеренных насосах некоторый объем жидкости может быть заперт во впадинах между зацепляющимися зубьями. При вращении шестерен происходит изменение запертого объема, что приводит к возникновению компрессии жидкости. При этом происходит перетекание жидкости из запертого объема в область всасывания, что снижает объемный КПД насоса, а также увеличивает нагрузку на подшипники.

Для устранения компрессии используют два способа:

? уменьшение коэффициента перекрытия до < 1,1;

? разгрузка запертого объема с помощью канавок, выполненных в боковых крышках корпуса насоса (см. рис. 7).



Рисунок 7 Разгрузка жидкости в запертом объеме с помощью канавок

Запертый объем, уменьшающийся при вращении шестерен, соединяется канавкой с полостью нагнетания, а увеличивающийся ? с полостью всасывания.

Определим размеры разгрузочных канавок.

Расстояние от оси насоса до начала разгрузочной канавки определяем по таблице 3: c_max =4,75 мм.

Глубину разгрузочной канавки на каждом торце также определяем с использованием таблицы 3: у = 0,33 мм.

Длина разгрузочной канавки:

Ширина разгрузочной канавки:

Принимаем



4.6 Расчет деталей шестеренного насоса

4.6.1 Определение опорных реакций

Наиболее нагруженными деталями шестеренного насоса являются его подшипники, на которые действуют радиальные статические силы Р перепада давления жидкости на внешние цилиндрические поверхности шестерни и механические силы F_t, обусловленные реакцией от вращающегося момента.

С учетом сил реакции от вращающегося момента равнодействующая радиальных сил определяется:

? для ведомой шестерни:

? для ведущей шестерни:

где р ? перепад давления между камерой нагнетания и камерой всасывания, Па (р р_н).

Опорные реакции наиболее нагруженной ведомой шестерни:

4.6.2 Расчет валов шестеренного насоса

Расчет валов производят на сложное сопротивление, на изгиб и на кручение.

Расчет должен включать:

? определение напряжений изгиба в опасных сечениях с учетом знакопеременности нагрузки и концентрации напряжений;

? определение наибольших величин прогиба при данном распределении нагрузки;

? вычисление углов поворота (перекоса) осей валов в подшипниках;

? определение напряжений кручения в опасном сечении с учетом цикличности нагрузки и расчетом угла закручивания.

Расчетное значение диаметра вала из среднеуглеродистой стали при переменной нагрузке и средних изгибающих моментах:

где N ? мощность двигателя, кВт;

Полученное значение диаметра вала округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда (в мм):

10; 11; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50.

Принимаем

Минимальная толщина ступицы шестерни:

Действительное значение толщины ступицы шестерни:



Если _ст < _ст.min, то шестерню изготавливают заодно свалом.

Если _ст > _ст.min, то шестерню и вал изготавливают отдельно. Их соединяют с помощью шлицевого соединения.

Для принятого диаметра вала из таблицы 4 выбираем размеры шлицевого соединения.

Таблица 4

Основные размеры прямобочного шлицевого соединения

Легкая серия zшdidе	Средняя серия zшdidе
62326	84650	61114	62632
62630	85258	61316	62834
62832	85662	61620	83238
83236	86268	61822	83642
83640	?	62125	84248
84246	?	62328	84654

Примечание. (z_ш ? число шлицев; d_i ? внутренний диаметр шлицев; d_е ? наружный диаметр шлицев)

При определении запаса прочности вала, имеющего шлицевое соединение, за расчетный диаметр принимают внутренний диаметр шлицев, если шестерня и вал делаются заодно ? диаметр вала.

Средний крутящий момент:

Момент сопротивления кручению:



Среднее значение напряжения кручения:

Коэффициент асимметрии цикла:

где б_о = 20 ? угол зацепления основной рейки.

Для нулевых колес z ? действительное число зубьев, для положительных колес вместо z надо подставить число на единицу больше действительного числа зубьев.

Запас прочности:

где _s ? предел текучести (_s = 55 МПа);

k ? эффективный коэффициент концентрации напряжений.

При расчете сечения, проходящего через шлицы k = 2, при расчете среднего сечения вала k = 1.

? масштабный фактор ( = 0,9);

? коэффициент, учитывающий влияние качества поверхности и других технологических факторов ( = 0,2).

Расчетный запас прочности должен быть не ниже 1,3ч1,5.

4.6.3 Проверка шлицевого соединения на смятие

Окружное усилие, передаваемое валом:

где d_ш ? средний диаметр шлицевого соединения;

Напряжения смятия на поверхности шлицев:

где у_доп.см ? допускаемое напряжение смятия для шлицевого соединения ([у_см] = 10ч14 МПа).

4.6.4 Расчет подшипников качения

В шестеренных насосах применяют подшипники качения и подшипники скольжения.

Достоинства подшипников качения:

? возможность приобретения их в готовом виде;

? относительная простота монтажа.

Недостатки подшипников качения:

? габариты их значительно больше, чем у подшипников скольжении;

? чувствительность к монтажным погрешностям.

Достоинства подшипников скольжения:

? возможность уменьшить габариты насоса;

? грузоподъемность их значительно больше, чем у подшипников качения, что позволяет применять их в насосах с высоким рабочим давлением.

В настоящее время в насосах высокого давления нашли применение игольчатые подшипники, которые обладают малыми габаритами и большой грузоподъемностью.

Произведем расчет шарикового радиального подшипника качения (расчет производят для более нагруженных опор ведомого вала).

Из справочников предварительно принимают шариковый радиальный однорядный подшипник качения, начиная с более легких серий.

Долговечность подшипника:

где С ? динамическая грузоподъемность подшипника;

R ? расчетная нагрузка на подшипник.

Для практических расчетов можно рассматривать среднюю величину нагрузки равную 0,9 от максимальной реакции опоры:



4.7 Материалы и требования к изготовлению шестеренных насосов

4.7.1 Для изготовления корпусов шестеренных насосов используют следующие материалы: серые чугуны, алюминиевые сплавы, иногда бронзовое и стальное литье

Шестерни с рабочим давлением до 8 МПа изготавливают из сталей 40 или 45. При более высоком рабочем давлении и высоких окружных скоростях (более 5 м/с) для изготовления шестерен применяют стали типа 20Х, 40ХН, 18ХН, 13А, 18 ХГТ, 12ХН3, ЭИ274, 38ХМЮА и др.

Валы шестеренных насосов в зависимости от параметров и условий работы делают либо из простых конструкционных сталей 40 или 45, либо из легированных сталей 20Х, 40Х, 12ХН4, 12ХНВА, 13ХНВА и др.

Шестерни и валы подвергаются термообработке. При выборе материалов для изготовления деталей насоса необходимо учитывать их температурное расширение, которое при неправильном выборе может привести к заеданию шестерен или к образованию недопустимых зазоров в соединениях.

4.7.2 При изготовлении корпусов и роторов шестеренных насосов должен выполняться целый ряд требований. Особенно жесткие требования предъявляются к выполнению насосов гидроприводов, развивающих давление более 5 МПа. При изготовлении корпусов насосов такого типа необходимо соблюдать следующие условия

? расстояние между осями колодцев под подшипники и шестерни должно быть выдержано с точностью ± 0,01 мм;

? неперпендикулярность осей колодцев под шестерни к торцам разъема корпуса допускается не более 0,01ч0,015 мм на длине 100 мм по радиусу;

? непараллельность осей колодцев под шестерни не должна превышать 0,01 мм на глубине колодцев;

? отклонение от цилиндричности расточек колодцев под шестерни (конусность, овальность, завалы и пр.) допускаются не более 0,01 мм;

? непараллельность торцовых поверхностей корпуса и отклонения от соосности колодцев под шестерни и расточек под подшипники не должны превышать 0,01 мм;

? выпуклость поверхностей стыковых торцов корпуса и крышек недопустима, а вогнутость допускается в пределах 0,003ч0,05 мм по всей поверхности;

? колодцы под шестерни выполняются по системе отверстия.

4.7.3 К шестерням насосов предъявляются следующие требования

? эксцентричность расположения начальной окружности и окружности головок не должна быть больше 0,02ч0,03 мм;

? непараллельность торцов шестерен ? не более 0,005ч0,01 мм;

? неперпендикулярность торцовых поверхностей к осям шестерен должна быть в пределах 0,01ч0,02 мм на расстоянии в радиальном направлении, равном 50 мм;

? непараллельность торцов шестерен - в пределах 0,01ч0,015мм;

? конусность и овальность шестерен по внешнему диаметру не должны превышать 0,01 мм;

? несоосность поверхности посадочного отверстия под вал и внешнего диаметра шестерни ? не более 0,015ч0,02 мм.

Для шестерен, выполненных заодно с валами, должна быть выдержана соосность опорных шеек с наружной поверхностью зубчатого венца в пределах 0,01ч0,015 мм. Допустимое отклонение от соосности опорных шеек и поверхности приводного вала не должно превышать 0,015ч0,02 мм.



4.7.4 При изготовлении валов необходимо выполнять следующие требования

? отклонение от цилиндричности вала не должно превышать 0,005 мм;

? чистоту и твердость поверхностей опорных шеек валов необходимо выбирать по ГОСТу;

? биение выходного конца приводного вала относительно шеек не должно быть более 0,02ч0,04 мм.

4.8 Уплотнения шестеренных насосов

4.8.1 Уплотнения неподвижных соединений

Для герметизации неподвижных соединений (стыков между корпусом насоса и крышками, мест присоединения арматуры, пробок и др.) обычно принимают плоские прокладки. Эти прокладки выполняют из мягких материалов (картона, прокладочного или асбестового пресс-шпана, фибры, паронита, кожи, фторопласта и др.) и из металлов, в основном из алюминия и меди.

На рис. 8 показаны типовые примеры уплотнений при помощи плоских прокладок.

Рисунок 8 Примеры типовых уплотнений

При высоких давлениях мягкая прокладка закладывается в выточку с тем, чтобы она не была выжата внутренним давлением.

Наиболее широко применяются прокладки из мягких материалов. Алюминиевые и медные прокладки используются в основном в высоконапорных насосах, развивающих давление до 25 МПа.

Прокладки из металлов должны иметь высокий модуль упругости для выдерживания значительных усилий при предварительном сжатии и в то же время не должны оказывать высокого сопротивления деформации, чтобы неровности герметизирующих поверхностей могли быть выровнены в процессе пластической деформации.

Большую надежность показали прокладки в виде колец из резины круглого сечения. В уплотнениях с резиновыми кольцами герметичность создается за счет контактного давления, развиваемого предварительным сжатием уплотнительного элемента с последующим усилением плотности контакта в результате давления жидкости.

Резиновые кольца круглого сечения надежно и длительно работают при давлениях до 35 МПа в диапазоне температур от -60 до +250С.

Для изготовления уплотнительных колец круглого сечения применяют графитизированную резину, нейлон, фторопласт. Хорошие результаты показали кольца из синтетического каучука с содержанием 18 % акрилонитрила и 80 % бутадиена.

4.8.2 Уплотнения приводного вала

Уплотнения приводного вала (см. рис. 9) в местах выхода его из корпуса насоса преследуют цель предотвратить утечки перекачиваемой жидкости наружу и не допустить проникновения воздуха в камеру всасывания. В качестве уплотнений в шестеренных насосах применяются войлочные или фетровые кольца, мягкая сальниковая набивка (хлопчатобумажная, асбестовая). Для обеспечения большего уплотнительного эффекта кольца и набивку пропитывают воском, парафином, графитом, густой смазкой и другими веществами.



Рисунок 9 Уплотнения приводного вала

Применение войлочных и фетровых колец ограничивается температурой 120С и окружной скоростью вала 10 м/с. При этом внутренний диаметр кольца в свободном состоянии должен быть на 1ч1,5 мм меньше диаметра вала.

При использовании хлопчатобумажной набивки окружные скорости допускаются до 4ч5 м/с. Коэффициент трения для хлопчатобумажной набивки составляет 0,06ч0,11; для асбестовой набивки ? 0,03ч0,07.

В качестве набивки могут применяться также твердые материалы. Наиболее употребительным считается фторовласт-4, химически стойкий к действию различных агрессивных сред, не набухающий в любых средах и имеющий очень низкий коэффициент трения (0,004ч0,05). Модуль упругости его составляет 170 Н/м².

При больших давлениях (свыше 0,5 МПа) в качестве уплотнений применяются стандартизированные резиновые манжетные кольца.

Универсальными уплотнениями, работающими практически в любой среде при давлениях до 30 МПа, являются торцевые уплотнения.

Торцевое уплотнение (см. рис. 10) состоит из нагруженного пружиной подпятника, изготовленного из мягкого антифрикционного материала, и контактирующей с ним по торцу стальной пятой высокой твердости. Подпятник обычно крепится в неподвижном корпусе, а пята соединена с вращающимся валом и может перемещаться по нему в осевом направлении. Для герметизации пяты служит круглое резиновое кольцо, установленное на валу с натягом. При работе насоса по мере увеличения давления перекачиваемой жидкости к усилию пружины, нагружающему пяту, добавляется усилие неуравновешенного давления жидкости в камере со стороны пружины, благодаря чему контактное давление скользящей пары будет повышаться пропорционально увеличению давления рабочей среды.

Рисунок 10 Схема торцевого уплотнения

Трущиеся пары торцевых уплотнений изготавливаются из бронзы и стали, текстолита и чугуна, графитизированного угля и бронзы и т.д. При давлениях до 1,5ч2 МПа и скоростях скольжения до 10ч12 м/с в условиях достаточной смазки применяются пары чугун ? бронза и закаленная сталь ? чугун.

В зависимости от перекачиваемой среды могут применяться для подпятника: графит (для воды), бронза (для масла), фторопласт (для агрессивных и коррозийных сред).

Непараллельность рабочих поверхностей торцевого уплотнения допускается не выше 1, биение вала ? до 0,24 мм и продольное (осевое) перемещение ? до 3 мм.

Ширина уплотнительного пояска обычно выбирается равной 3ч4 мм для диаметра вала 60ч80 мм, и 6ч8 мм для диаметра вала 80ч100 мм.



Список литературы

1. Юдин Е.М. Шестеренные насосы: основные параметры и их расчет. Издание 2-е, перераб. и доп. / Е.М.Юдин. М.: Машиностроение, 1964. 236 с.

2. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. Учебник для вузов. / Т.М. Башта. М.: Машиностроение, 1974. 606 с.

Размещено на Allbest.ru

...