8.4. Расчет составляющих сил в зубчатой передаче
Рассчитаем силы зубчатых колес роторов. Окружная сила:
Радиальная сила:
где
угол
главного профиля по ГОСТ 13754-81.
Осевая сила:
Рис. 10. Схема сил в зацеплении
Силы зубчатого колеса ведущего вала примем такими же, как и силы зубчатых колес роторов (одинаковые размеры).
Рассчитаем силы зубчатого колеса, увеличивающего частоту вращения первой ступени насоса. Окружная сила:
Радиальная сила:
где угол главного профиля по ГОСТ 13754-81.
Осевая сила:
Эти расчеты поспособствуют определению сил реакций опор (в подшипниках), необходимых для расчета долговечности подшипников.
8.5. Подбор диаметров валов
Принимаем диаметр вала под роторы и лабиринтные уплотнения: 50 мм.
Под подшипники роторов принимаем диаметр вала: 40 мм, под подшипники ведущего вала: 35 мм, а под подшипник под шкив: 85 мм.
Под коническую втулку зубчатых колес принимаем диаметр вала: 32 мм.
Под зубчатое колесо ведущего вала установим диаметр: 42 мм.
Диаметр вала под крышку, передающую вращение от шкива, составит: 32 мм.
8.6. Расчет ременной передачи
Имеющиеся
данные:
Определим сечение ремня, зависящее от передаваемого момента. Для этого находим расчетный передаточный момент:
где T1 – передаваемый момент Н*м;
Сp – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (приняли средний режим работы Сp=1,5).
В результате полученного значения, принимаем ремень нормального сечения Z с параметрами:
передаваемый момент <30 Н*м;
минимальный диаметр ведущего шкива d1min=50 мм (принимаем d1=212 мм);
количество ремней в передаче z=2…4 (принимаем z=2),
размеры: Bp=8,5 мм, B=10 мм, Hp=6 мм, H=2,1 мм.
Рассчитаем передаточное отношение i ременной передачи:
Принимаем коэффициент скольжения передачи η=0,95.
Далее определяем минимальный расчетный диаметр ведомого шкива, мм:
Уточнив, окончательно принимаем его d2=212 мм.
Тогда действительное передаточное отношение проектируемой передачи:
Минимальное межосевое расстояние, мм:
Так
как должно быть, что a>amin,
увеличиваем межосевое расстояние в два
раза:
Расчетная длина ремня, мм:
Действительная (стандартная длина ремня должна быть Lp>Lpmin. Принимаем Lр=1800 мм.
Рассчитываем окончательное межосевое расстояние:
Угол
обхвата ремнем:
Скорость ремня, м/с:
Число ремней передачи, шт:
где Po – мощность, передаваемая одним ремнем, кВт (определяется как Po=f(сечение ремня,v),
Сp, СL, Сα, Сk – коэффициенты, определяемые по графикам и таблицам.
Окончательно принимаем z = 2 шт.
Сила, нагружающая валы передачи, Н:
где
– предварительное натяжение ремня, Н;
– окружное
усилие, Н,
φт=0,45…0,55 – коэффициент тяги.
8.7. Итоговая конструкция двухступенчатого двухроторного вакуумного насоса
На основе имеющейся схемы двухступенчатого двухроторного насоса, расчетов и подбора элементов складывается следующая конструкция насоса (рис. 11).
Рис. 11. Чертеж двухступенчатого двухроторного вакуумного насоса
В данной конструкции роторы 26 в обеих ступенях приводятся во вращение от электродвигателя через клиноременную передачу, со шкива 34 которой момент передается на приводной консольный вал 7. На валах роторов 4, 5, 6 смонтированы зубчатые колеса 29, 30, 31, 32, одновременно являющиеся синхронизирующими – служат для выставления зазоров между роторами. Как уже упоминалось, размеры первой и второй ступеней одинаковы. А первая ступень имеет большую быстроту откачки.
Для облегчения роторов имеются отверстия, закрытые резьбовыми заглушками 11. Роторы крепятся на валу благодаря штифтам 52. Отверстия под штифты и их установка осуществляется на этапе сборки насоса. Для лучшего прилегания вала к ротору в последнем имеется расточка, что в момент вращения ротора поспособствует образованию контактных точек на соседних местах соединения ротора с валом.
Уплотнение приводного вала – гидравлическое; пространство между двумя манжетами 34 заполняется маслом через масленку 1. Это должно не допускать перетеканию масла изнутри насоса наружу. Дополнительным элементом, препятствующим «вынесению» масла из насоса, является войлочное уплотнение 42, поджимаемое гайкой 10.
Смазывание подшипников и зубчатых колес – жидкостное. Масло разбрызгивается дисками 15, создавая «масляный туман». Уровень масла контролируется по смотровому окну (маслоуказателю) 2. Чтобы масляные газы не скапливались внутри крышек 20, 21 предусмотрены сопуны 23. Выравнивание масла в крышках возможно, благодаря наличию канала, соединяющего крышки между собой. Циркулируя по нему, масло должно охлаждаться. Лучшему отведению тепла от насоса способствуют ребра охлаждения, расположенные по всему корпусу14.
Смазывание подшипника 46 обеспечивается вложенным внутрь смазочным материалом (еще на этапе производства), ограниченный тарелками – закрытый подшипник.
Для препятствования попаданию масла в рабочую полость насоса, имеются маслоотбойные устройства 3 по типу лабиринта. Каждое из них состоит из наружной и внутренней втулок, а в пространстве между ними – резиновая манжета. Зазор между этими элементами относительно мал, но масло в рабочую полость иногда будет подсасываться (поэтому этот насос полноценно не считают безмасляным).
Во входном патрубке насоса установлен фильтр 28 с множественными прорезями, служащий для препятствования попадания пыли и мелких частиц в рабочую полость.
Корпусные детали насоса стягиваются между собой шпильками 36 и гайками 48.
Для удобства транспортировки используются рым-болты 39. Фиксация насоса на металлической раме возможна благодаря «лапам» у основания корпуса насоса.