Проверка плотности стыков гидромашины

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Введение

Аксиально-поршневые гидромашина — это гидромашина у которой оси поршней или плунжеров параллельны оси вращения, или угол меньше чем 450.

Насосы и гидромоторы с аксиальным расположением поршней являются наиболее распространёнными в гидравлических приводах и по количеству разновидностей во много раз превосходят прочие типы объёмных гидромашин.

Аксиально-поршневые гидромашины обладают наилучшими из всех типов объёмных гидромашин габаритными и весовыми характеристиками.

Отличаются компактностью, высоким КПД, пригодны для работы при высоких частотах вращения и высоких давлениях.

Обладают сравнительно малой инерционностью, а так же просты по конструкции.

Особенностью рассматриваемых гидромашин, является относительно малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существенное значение при использовании их в качестве гидромотора.

Важным параметром для многих случаев применения являются быстродействие насоса при регулировании подачи.

В общем случае аксиально-поршневые гидромашины бывают с наклонным блоком или с наклонным диском.

В гидромашинах с наклонным блоком цилиндров, поршни соединяются с приводным наклонным диском с помощью шарниров или штоков. Осевое усилие поршней воспринимаемое от приводного фланца преобразуется в крутящий момент который затем через карданные шарниры передаётся на центральный вал.

В гидромашинах с наклонным диском поршни непосредственно опираются через сферические головки или башмаки на наклонную шайбу. Развиваемое ими при этом усилие вращения, передаётся в результате вращения поршней по наклонному диску к блоку цилиндров. Крутящий момент передаётся через поршни на блок цилиндров, и далее на центральный вал.

1. Описание конструкции и принципа действия гидромашины

Рисунок 1. Насос, гидромотор: 1-вал; 2-манжета; 3-кольцо; 4, 10-крышки; 5-поршень; 6-шатун; 7-блок; 8-расределитель; 11-корпус; 12,13-подшипники.

Гидромашина состоит из следующих основных деталей: вала 1(рис1), корпуса 11, блока цилиндров 7, семи поршней 5 с шатунами 6, распределителя 8 и крышки 10. При вращении вала шатуны с поршнями ведут блок цилиндров, совершая в то же время возвратно-поступательное движение относительно блока цилиндров. За один оборот вала каждый поршень совершает один двойной ход.

При работе гидромашины в режиме насоса вал приводится во вращение от двигателя. Вращение вала передаётся шатунам, от них через поршни -блоку цилиндров. Каждым поршнем за одну половину оборота вала производится всасывание, за другую половину оборота — нагнетание рабочей жидкости.

При работе гидромашины в режиме мотора рабочая жидкость под давлением поступает через отверстие в крышке 10, паз распределителя 8 в отверстия блока цилиндров и перемещает поршни 5 с шатунами 6. Так как оси вала и блока цилиндров находятся под углом 25 градусов, усилие поршня в месте контакта шатуна с валом раскладывается на осевую и тангенциальную составляющие. Осевая сила воспринимается радиально — упорными подшипниками 12, а тангенциальная создаёт крутящий момент относительно оси вала и сообщает ему вращение. Величина крутящего момента, развиваемая гидромоторов, определяется внешней нагрузкой и ограничивается давлением настройки предохранительного клапана гидросистемы.

1. 1 Предварительный расчёт

Рабочий объём аксиально-поршневой гидромашины с наклонным блоком определяется по выражению[8,с. 78]:

где — угол наклона блока цилиндров, (град).

Конструктивно принимаем градусов.

Число поршней z выбирают по рекомендации [9, с. 117] в зависимости от рабочего объёма. При рабочем объёме гидромашины 100 см?, z=5.

Рассчитаем диаметр поршней цилиндров для аксиально-поршневой гидромашины с наклонным блоком:

мм

По ГОСТ 12 447–80 принимаем =32 мм

Рассчитаем диаметр окружности расположения осей цилиндров:

мм

Принимаем D=80мм ([15], с. 364)

Рассчитаем наружный диаметр блока цилиндров:

мм

Принимаем =130 мм ([15], с. 364)

Толщина стенки между цилиндрами в блоке:

мм

Принимаем b=6 мм ([15], с. 364)

Толщина стенки между цилиндром и наружной поверхностью:

мм

Принимаем с=9 мм ([15], с. 364)

Рисунок 2. Геометрические размеры блока цилиндров

Рассчитаем длину блока цилиндров:

мм

Принимаем 110 мм ([4], с. 364)

Рассчитаем расход рабочей жидкости через гидромашину:

м?/с

где n — номинальная частота вращения вала гидромашины, (об/мин)

Площадь питающего окна:

где — допустимая скорость жидкости, (м/с). Принимаем =6 м/с

м?

Рассчитываем диаметр круглых питающих окон:

м

Принимаем =12 мм ([4], с. 364)

Рисунок 3 Эскиз блока цилиндров

Ширина перемычки между окнами в торцовом распределителе:

мм

Принимаем s=32 мм ([4], с. 364)

Для обеспечения безударного перехода жидкости из полости всасывания в полость нагнетания и наоборот, в узле распределения выполняем дроссельные канавки, длина которых определяется углом ц=9°, ширина — 2 мм.

Для расчета размеров торцового распределителя решаем систему уравнений:

где л=0,94 -коэффициент, показывающий соотношение отжимающей и прижимающей сил;

— размеры торцового распределителя.

Для определения размера воспользуемся дополнительными условиями:

мм

мм

Подставив эти выражения в систему, получим:

Решением этого биквадратного уравнения получили мм,

Принимаем 45 мм, 38,5 мм и27,5 мм ([4], с. 364)

мм

Принимаем 22,5 мм ([4], С. 364)

Выполним проверку коэффициента л:

Так как л находится в пределах л=0,9…0,98, размеры R выбраны верно.

Рисунок 4. Схема торцового распределителя

Рассчитаем мощность на валу гидромашины:

Вт

где — максимальное давление, (Па);

N — мощность, (Вт).

Определим крутящий момент на валу гидромашины:

НМм

Минимально необходимый выходной диаметр вала находим из условия прочности вала на кручение:

мм

где =20…25 МПа — допускаемое напряжение на кручение [3], с. 278−279].

По ГОСТ 6636–69 принимаем = 56 мм

Исходя из приведённого аналога, проектируем вал.

Рассчитаем диаметр вала под подшипники:

мм

По ГОСТ 6636–69 принимаем =65 мм

Диаметр вала для упора подшипников ([5], c. 24)

мм

где r=3 мм -координатная фаска подшипника ([6], с152);

По ГОСТ 6636–69 принимаем = 75 мм. Па этом же диаметре располагаем два радиально упорных подшипника.

По рекомендациям [6] подбираем подшипники шариковые радиально-упорные 26 315 ГОСТ 8338–75 и шариковый радиальный 315 ГОСТ 8338–75, на выходной конец вала выбираем шпонку 14×9×75 ГОСТ 23 360–78.

Для корпуса в качестве материала выбираем серый чугун, так как он дешевле, по сравнению с другими материалами, имеет хорошие литейные свойства.

Минимальная толщина стенки корпуса рассчитываем по формуле Ляме:

где d =150- внутренний диаметр корпуса, (мм);

[у]=25 МПа — допускаемое максимальное напряжение для серого чугуна.

мм

По ГОСТ 6636–69 принимаем t=5 мм

Минимальная толщина плоских корпусных крышек:

мм

По ГОСТ 6636–69 принимаем =10,5 мм

2. Уточнённый расчёт проектируемой гидромашины

2. 1 Расчет долговечности подшипников качения

Определение реакций опор

Трехопорный вал может быть представлен следующей расчетной схемой.

Рисунок 5. Схема для расчета вала

На схеме приняты следующие обозначения: h =135 мм — расстояние между подшипником В (№ 315) и Д концом вала;

b = 86 мм — расстояние от подшипника В до подшипника, А (№ 26 315);

d = 68 мм — расстояние от плоскости действия силы Р, передаваемой от шатуна на вал, до опоры А. Размеры взяты из компоновки гидромашины.

Согласно [2, с. 172]:

где — площадь поршня.

; ;

;;

2. 2 Определение долговечности подшипников

В соответствии с [3, с. 393] расчетный срок службы подшипника качения в часах определяется по формуле:

,

где С — каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н;

б — степенной показатель: б = 3 — для шарикоподшипников, б = 3,3 — для роликоподшипников;

— эквивалентная нагрузка подшипника в Н, для определения которой принимаем: Y= 0 и X = 1, в соответствии с [3, с. 395 — 397];

V= 1, т.к. относительно вектора нагрузки вращается внутреннее кольцо;

Fa = 0, т.к. осевая нагрузка отсутствует;

kб = 1 — коэффициент безопасности для спокойной без толчков нагрузки; kТ = 1, для температуры до 100 °C;

Fr — радиальная нагрузка, определенная выше (А, В).

Таким образом, и для шарикоподшипника и для роликоподшипников гидромашины: Р = Fr.

После подстановки значений n, б и Fr получим выражение для определения срока службы:

шарикоподшипника;

роликоподшипников

Подставляя в формулу для шарикоподшипника № 26 315 табличное значение С = 96 000 Н и рассчитанное выше значение Рr = А =Н, определим его срок службы:

.

Аналогично для шарикоподшипника № 315:

.

2. 3 Расчет вала ротора

2.3. 1Определение запаса прочности

Вал ротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.

Рисунок 6. Расчет вала ротора

Крутящий момент, передаваемый валом:

где N — мощность, потребляемая насосом.

Изгибающий момент в опасном сечении:

Расчетное сечение вала представляет собой сечение с наружным диаметром Дн=7,5 см для которого определяем моменты сопротивления.

Осевой:

Полярный:

Определяем напряжения в расчетном сечении от изгиба:

Определяем напряжения в расчетном сечении от кручения:

Механические свойства стали 40X (закалка с нагревом ТВЧ) из которой изготавливается вал, имеет следующие справочные данные:

предел прочности ув = 850 МПа;

предел текучести ут = 700 МПа;

предел выносливости при изгибе у-1 = 560 МПа.

Тогда согласно [5, с. 107] определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

По касательным напряжениям расчет производится по [4, с. 219]:

,

где фТ — предел текучести вала по касательным напряжениям. Согласно энергетической теории прочности, наиболее верной для пластичных материалов:

.

Запас прочности по статической несущей способности для пластичного материала определяется [5, с. 219]:

,

где nДОП = 2,2 — допускаемая величина запаса прочности.

2.3. 2 Определение прогиба вала ротора

Определение прогиба вала ротора в сечение k (см. рис. 3):

Это выражение справедливо в предположении постоянной по длине жесткости вала. Условно будем считать, что вал имеет жесткость, равную жесткости прослабленного участка с наружным диаметром ДН.

Момент сечения определим по формуле:

.

Тогда прогиб вала:

.

2.3. 3 Проверка шпонки на смятие и срез

Допускаемые напряжения смятия на боковых поверхностях шпонки для данных условий эксплуатации, согласно [3, с. 383]:.

Фактическое напряжение смятия, согласно [3, с. 382]:

,

где Мк — крутящий момент, передаваемый валом;

d — диаметр вала

lр — рабочая длинна шпонки;

h — высота шпонки;

t 1- глубина паза на валу.

Тогда фактическое напряжение смятия:

.

Прочность зубьев на смятие обеспечена, т.к. полученное значение находится в пределах допустимого.

Условие прочности на срез шпонки:

Прочность зубьев на смятие обеспечена, т.к. полученное значение находится в пределах допустимого.

2. 4 Проверка плотности и загруженности стыков

Расчеты производятся по [2, с. 165−166].

Для того, чтобы максимально уменьшить утечки по подвижным стыкам

насоса (трущиеся пары «распределительный диск — ротор»), необходимо обеспечить уплотняющее усилие при минимальном давлении рабочей жидкости с тем условием, чтобы при максимальном удельные давления в стыке не превышали допускаемых.

2. 4. 1 Расчет стыка ''распределительный диск - ротор"

Расчет производятся по [2, с. 184−190].

Для того, чтобы обеспечить надежный прижим ротора к распределительному диску, должен быть произведен соответствующий расчет, исключающий возможность раскрытия стыка.

На рис. 6 представлена эпюра распределения давления по торцу ротора (заштрихованная трапецеидальная площадка). При этом кольцевая площадка, лежащая на торце ротора против окна «а», в распределительном диске нагружается полным давлением рабочей жидкости, а площадки с размерамиинагружаются давлением, распределенным по треугольнику.

В результате на торец ротора действуют силы P1, P2, Р3 величины которых определяются следующими уравнениями:

.

.

.

Рис. 7. Эпюра распределения давления по торцу ротора

Сила РH, прижимающая ротор к торцу распределительного диска, определяется уравнением:

.

Для того чтобы предотвратить раскрытие стыка между ротором и распределительным диском, должно быть обеспечено превышение ДР сил, прижимающих ротор, над силами, отжимающими ротор от распределительного диска. Это условие записывается так [2, ф. 2. 224]:

.

На основании опытных данных в общем случае должно быть соблюдено [2, ф. 2. 226]:

, тогда.

Кроме соблюдения условия, выражаемого [2, ф. 2. 226], должно быть также обеспечено превышение момента ДМ, создаваемого силой РH относительно оси ротора, над суммой моментов, создаваемых силами P1, P2, P3 относительно той же оси. Это условие записывается следующим образом:

,

где ХH, X1, X2, X3 — точки приложения сил.

Указанные силы рассматриваются как равнодействующие равномерно распределительной нагрузки, действующей по полукольцам со средними

радиусами соответственно X1?, X2?, X3? которые определяются по следующим уравнениям:

[2, ф. 2. 215];

[2, ф. 2. 216];

[2, ф. 2. 217];

Точки приложения указанных сил определяются как центры тяжести полуколец со средними радиусами X1?, X2?, X3?:

[2, ф. 2. 218];

[2, ф. 2. 219];

[2, ф. 2. 220];

.

Таким образом:

Полученное значение находится в пределах допустимых значений согласно условию [2, ф. 2. 226]:

.

Удельное давление на плоскости контакта ротора и распределительного диска определяется по [2, ф. 2. 227]:

,

где ?f — суммарная площадь уплотняющих поясков и разгрузочных площадок.

[ у ] = 1,4 МПа — допустимое удельное давление [2, с189].

.

2. 5 Определение скорости потока

Расчет производится по [2, с. 184−185].

Скорость потока рабочей жидкости в узких сечениях не должны превышать допустимых значений, установленных экспериментальным путем.

Рисунок 8. Схема к определению скорости потока

2.5. 1 Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора

Скорость рабочей жидкости в распределительных окнах ротора определяется согласно [2, ф.2. 208]:

,

где — наибольшая скорость плунжера в роторе, определяемая по [2, ф.2. 142]:

;

fp — площадь окна ротора, определяемая по [2, ф.2. 208]:

Тогда, подставив числовые значения:

.

Согласно опытным данным должно соблюдаться:

— условие выполняется;

— условие выполняется.

2.5.2 Расчет скорости потока жидкости в окне распределительного диска

Скорость потока жидкости в окне распределительного диска определяется по формуле:

,

где f0 — площадь окна распределительного диска:

,

где Xa = 154° - угол, на котором расположено окно распределительного диска.

Тогда, подставив числовые данные:

.

.

Согласно опытным данным должно соблюдаться:

— условие выполняется.

Заключение

поршневой гидромашина срез мощность

В курсовом проекте была спроектирована аксиально-поршневая гидромашина со следующими техническими характеристиками: объёмная постоянная V0=10, максимальное рабочее давление Рмах=12 МПа, номинальная частота вращения вала n=3000 об/мин., объёмный КПД, гидромеханический КПД, аналог разрабатываемой гидромашины — УНА-4.

В курсовом проекте был произведен предварительный и уточнённый расчёт гидромашины, рассчитана мощность гидромашины N=18,75 кВт и определён крутящий момент на её валу, который составил 59,69 Н·м. Также в курсовом проекте была проверена шпонка на срез и смятие на выходном конце вала и произведена проверка плотности и загруженности стыков. Определена скорость потока жидкости в окне распределительного диска и в окнах ротора, которые составили, соответственно, 1,88 м/с и 4,6 м/c.

Литература

Андрианов Д. Н. Проектирование аксиально-поршневой гидромашины: Практическое руководство по выполнению курсового проекта по курсу ''Объемные гидравлические и пневматические машины'' для студентов специальности Т. 05. 11. 00. -Гомель: Учреждение образования ''Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого'', 2002. — 21 с.

Башта Т.М., Зайченко И. З., Ермаков В. В., Хаймович Е. М. Объемные гидравлические приводы, -М.: Машиностроение, 1969. — 512 с.

Справочник металлиста. Том I. Под редакцией С. А. Чернавокого и В. Ф. Рещикова -М.: Металлургия, 1976 г. — 357 с.

Справочник расчетно-теоретический. Книга 1. Под редакцией А. А. Уманского, -М.: Машиностроение, 1962. — 476 с.

Биргер И.А., Шорр Б. Ф., Шнейдерович P.M. Расчет на прочность деталей машин. Справочное пособие. Под редакцией И. А. Биргера, -М.: Высшая школа, 1966. -342 с.

Цветные металлы и сплавы. Том 1. Под редакцией И. В. Кудрявцева, -М., Металлургия, 1967. -494 с.

7. Куклин М. Г., Куклина Г. С. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1973. -382с.

8. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3-х

т. — 5-еизд., перераб. и доп., — М.: Машиностроение, 1980. -Т.1 — 728с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой