Автор работы: Пользователь скрыл имя, 12 Сентября 2013 в 15:05, курсовая работа
Механизм поршневого насоса (рис.3) представляет собой два параллельно соединенных центральных кривошипно-ползунных механизма, кривошипы которых смещены относительно друг друга на 90о. В насосе двойного действия оба хода поршня 7
являются рабочими. Это означает, что в рабочем цилиндре при каждом ходе поршня по одну его сторону происходит всасывание жидкости, а по другую – нагнетание. Вследствие этого на поршни постоянно действуют силы сопротивления жидкости, направленные против их движения.
Мощность сил движущих определяется по формуле:
где РСП - мощность сил производственных сопротивлений, кВт;
ηагр – КПД машинного агрегата без учета потерь в двигателе (собственные потери двигателя учитываются в его выходных параметрах).
КПД агрегата оценивается приблизительно с учетом типа соединения редуктора и насоса
ηагр = ηм · ηр · ηм · ηн = 0,98 · 0,8 · 0,98 · 0,9 = 0,70
ηм – КПД соединительной муфты, ηм = 0,98;
ηр – КПД червячного редуктора, ηр = 0,75-0,8, выбираем ηр = 0,8;
ηн – КПД насоса (при параллельном соединении кривошипно-ползунных механизмов насоса), ηн = 0,9.
Тогда получаем
Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле:
Исходя из данных:
Угловая скорость ротора электродвигателя ωэл = 157 рад/с, тогда число оборотов электродвигателя (частота вращения ротора электродвигателя):
и мощности:
Рэл = 3,9 кВт
выбираем из каталога [4] необходимый электродвигатель:
Выбран электродвигатель АО2-41-4 – закрытый, обдуваемый, станина и щиты из алюминиевого сплава, номинальной мощностью 4 кВт, с числом оборотов n = 1500 об/мин.
Расшифровка марки электродвигателя:
трехфазный асинхронный (А) двигатель с короткозамкнутым ротором единой серии, закрытый, обдуваемый, габарит сердечника 3-й, порядковая длина сердечника 2-я, число полюсов - 4.
Расчет зубчатых колес редуктора производится из условий обеспечения прочности зубьев по контактным напряжениям:
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость:
где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;
SН - коэффициент безопасности, SН = 1,1;
ZН - коэффициент долговечности при L = 10000 часов, ZН = 1.
Приближенное значение предела контактной выносливости при заданной твердости поверхности зубьев НВ=200…250 определяют из выражения:
Тогда
но при расчете червячного
редуктора рекомендуется принят
Определяем передаточное отношение редуктора:
Межосевое расстояние находим по формуле:
где q – коэффициент диаметра червяка (предварительно принимаем q = 10);
z2 – число зубьев червячного колеса, (z1 – число заходов червяка. Принимаем z1 = 4, т.к. uр < 18…40, тогда z2 = z1 · uр = 4 · 15,7 = 62,8 ≈ 63).
Епр - приведенный модуль, Епр =1,26 · 105 [МПа];
Т2 - вращающий момент на червячном колесе, [Н·мм]
Здесь Р2 =Рэл · ηр – мощность на червячном колесе, Р2 =4,0 · 0,8 = 3,2 [кВт];
ω2 – угловая скорость вращения червячного колеса, ω2 = ωкр = 9,5 [рад/с];
- допускаемое контактное напряжение для червячного колеса с бронзовым венцом, .
Находим межосевое расстояние aw и полученное расчетное значение округляем до ближайшего из ряда Rа 40:
Вычисляем модуль зацепления:
Расчетное значение модуля округляем до стандартного значения по ГОСТ 2144-76.
Выбираем m = 3 мм, также подбираем значение q , дающее наиболее близкое к расчетному значение aw , выбираем q = 16, проверяем:
aw = 0,5 · m (q + z2) = 0,5 · 3 · (16 + 63) = 118,5
Делительные диаметры d1 и d2, червяка и червячного колеса будут равны соответственно:
d1 = 3 · 16 = 48 мм;
d2 = 3 · 63 = 189 мм.
Делительный угол подъема линии витка:
Диаметр вершин витков червяка:
Диаметр впадин червяка:
Диаметр вершин зубьев червячного колеса в среднем сечении:
Диаметр впадин червячного колеса в среднем сечении:
Длина нарезанной части червяка, при z1 = 1,2:
Ширина венца червячного колеса, при z1 = 1,2:
Расчет на прочность червячной передачи по контактным напряжениям:
<
5.3.Расчет на прочность по напряжениям изгиба:
Напряжение изгиба вычисляем по формуле:
где - коэффициент формы зуба, определяемый по таблице 4 (УМК стр. 24) в зависимости от эквивалентного числа зубьев (Здесь - угол подъема винтовой линии червяка, принимаемый ), ;
- коэффициент расчетной нагрузки, ;
- окружная сила на червячном колесе, ;
- нормальный модуль, .
5.4.Определение сил, действующих в зацеплении колес.
При работе агрегата зубчатые пары передают вращающий момент.При этом в зацеплении зубчатых колес возникает нормальная сила, направленная по линиизацепления- общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Эта сила раскладывается по трем взаимно перпендикулярным направлениям.
Fа – осевая сила, Ft – окружная сила, Fr – радиальная сила, Т1 – вращающий момент на червяке, Т2 – вращающий момент на червячном колесе.
Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):
(3, с.182)
Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
(3, с182)
(Н)
Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
[№3 182] , где a – угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178]
(Н)
Осевая нагрузка на опору ,следовательно выбираем радиальные подшипники.
5.5.Проектный расчет валов.
Ориентировочное значение диаметра быстроходного и тихоходного валов редуктора под соединительную полумуфту определяется по формуле, мм:
Где Р – мощность на соответствующем валу, кВт;
- угловая скорость вала, рад/с.
Для червячного колеса:
мощность на червячном колесе Р2 = 3,2 [кВт];
угловая скорость вращения червячного колеса ω2 = ωкр = 9,5 [рад/с];
Для червяка:
мощность на червяке Р1 = Рэл= 4,0 [кВт];
угловая скорость вращения червяка ω1 = ωэл = 157 [рад/с];
Полученные значения диаметров тихоходного и быстроходного валов округляется до ближайшего большего значения из стандартного ряда.
Получаем:
Посадочные диаметры валов под подшипники рекомендуется применять на 2…5 мм, а посадочные диаметры валов под зубчатые колеса – на 8…10 мм больше по сравнению с диаметром под полумуфту.
При выборе типоразмеров подшипников и схем их установки следует принимать во внимание значения действующих нагрузок на опоры, размеры посадочных мест вала и корпуса, способ смазки, удобство сборки и разборки, стоимость подшипников.
Подшипники подбираются по наиболее нагруженной опоре (в которой суммарная радиальная реакция R – наибольшая). На каждой из двух опор вала устанавливают одинаковые подшипники. По условию выбираем подшипники для червячного вала- 205 марки радиальные подшипники; для червячного колеса- 211 радиальные подшипники.
5.6.Расчет шпоночных соединений на прочность и подбор стандартных муфт
Шпонки в соответствии с ГОСТ 23360-78 подбираются по диаметру вала и проверяются по напряжениям смятия, Мпа,
Где - рабочая длина шпонки, мм; d- диаметр вала, мм; h- высота шпонки, мм. Допускаемое напряжение принимается равным 100Мпа.
Для червячного вала
Для червячного колеса
Выходной диаметр тихоходного вала под муфту принимаем
Типоразмер муфты выбираем по диаметру вала и по расчетному значению вращающего момента. из таблицы 11.7(4) МУВП-40, то есть муфту упругую втулочно-пальцевую.