Проектирование объёмной гидромашины

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Гомельский государственный технический университет имени П.О. Сухого

Кафедра: «Гидропневмоавтоматика»

Курсовой проект

на тему: «Проектирование объёмной гидромашины»

2013

Введение

Аксиально-поршневая 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.

Описание конструкции и принципа действия гидромашины

Рис. 1 — Насос аксиально-поршневой типа РМНА

При работе насоса в режиме гидромотора нагнетаемая рабочая жидкость через полость фланцевого корпуса 7, кольцевые пазы распределительного диска 6 и основания 5 блока цилиндров, втулку с буртом 9 поступает в рабочие камеры блока цилиндров 4. Аксиальные силы плунжеров 10 передаются через гидростатически разгруженные башмаки 3 и шайбу скольжения 2 на корпус подвижной шайбы 1 с наклонной плоскостью. При этом возникает окружная сила, которая создаёт крутящий момент на валу 8. Скорость и направление вращения выходного вала регулируются изменением объёма и направления потока рабочей жидкости, подаваемой в насос-мотор.

При работе насос-мотора в режиме насоса вращательное движение вала 8 преобразуется наклонной плоскостью корпуса подвижной шайба в возвратно-поступательное движение плунжеров 10. Подача насос-мотора регулируется в зависимости от частоты вращения.

Насос-мотор имеет на фланцевом корпусе табличку, на которой указаны подвод-отвод рабочей жидкости и направление вращения выходного вала.

Предварительный расчёт гидромашины

Рабочий объём аксиально-поршневой гидромашины с наклонным диском определяется по выражению[1,с. 78]:

где — угол наклона диска, (град);

-диаметр поршня,(см);

-диаметр окружности расположения осей цилиндров в блоке,(см);

-число поршней.

Конструктивно принимаем градусов.

Число поршней z выбираем по рекомендации [2, с. 117] в зависимости от рабочего объёма. При рабочем объёме гидромашины 180 см. і, z=7.

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

мм

По ГОСТ 12 447–80 принимаем 32 мм

Рассчитаем диаметр окружности расположения осей цилиндров:

мм

Принимаем D=100мм ([3], с. 321)

Рассчитаем наружный диаметр блока цилиндров:

мм

Принимаем =160 мм ([3], с. 321)

Толщина стенки между цилиндрами в блоке:

мм

Принимаем b=6,7 мм ([3], с. 321)

Толщина стенки между цилиндром и наружной поверхностью:

мм

Принимаем с=10 мм ([3], с. 321)

Рис. 2 — Геометрические размеры блока цилиндров

Рассчитаем длину блока цилиндров:

мм

Принимаем 125 мм ([3], с. 321)

Рассчитаем расход рабочей жидкости через гидромашину:

мі/с

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

Площадь питающего окна:

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

мІ

Рассчитываем диаметр круглых питающих окон:

м

Принимаем =6 мм ([3], с. 321)

Рис. 3 — Эскиз блока цилиндров

Ширина перемычки между окнами в торцовом распределителе:

мм

Принимаем s=18 мм ([3], с. 321)

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 60 мм, 53 мм и48 мм ([3], с. 321)

мм

Принимаем 42 мм ([3], с. 321)

Выполним проверку коэффициента л:

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

Рис. 4 — Схема торцового распределителя

Размеры опорных поясков плоского поршневого подпятника назначаются из конструктивных соображений, преследуя в основном цель обеспечения устойчивости против опрокидывания. Это условие записывается в виде выражения:

где = 0,97…0,98 -коэффициент превышения сил, прижимающих поршень над отжимающими силами. Принимаем = 0,976

= 1,2…1,7, принимаем =1,5

Соотношение для определения:

мм

Принимаем =13 мм ([3], с. 321), тогда мм принимаем 20 мм ([3], с. 321)

Рис. 5 — Эскиз плоского поршневого подпятника

Рассчитаем мощность на валу гидромашины:

Вт

где — максимальное давление, (Па);

N — мощность, (Вт).

Определим крутящий момент на валу гидромашины:

Н?м

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

мм

где =20…30 МПа — допускаемое напряжение на кручение [4], с. 278−279].

По ГОСТ 6636–69 принимаем = 42 мм

Исходя из приведённого аналога, проектируем вал.

Принимаем диаметр вала под подшипники равным мм

Диаметр вала для упора подшипников ([3], c. 13)

мм

где r=2 мм — координатная фаска подшипника ([3], с13);

По ГОСТ 6636–69 принимаем = 50 мм

Диаметр вала в месте установки блока цилиндров принимаем = 42 мм.

По рекомендациям [6] подбираем подшипник 7309А ГОСТ 27 365–87 и подшипник 32 609 ГОСТ 8328–75, на выходной конец вала выбираем шпонку 12×8×50 СТ СЭВ 189−75

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 — внутренний диаметр корпуса, (мм);

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

P=1Мпа

Минимальная толщина плоских корпусных крышек:

мм

Уточненный расчет

Расчет долговечности подшипников

Двухопорный вал может быть представлен следующей расчетной схемой.

Рис. 6 — Расчет подшипников

Определяем силу Р

где площадь поршня.

Определяем реакции A, B балки

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.

Роликоподшипник 7309А: С=101 кН -динамическая грузоподъемность

Учитывая сдвоенность подшипников, С1=1,714С=173,1кН

Роликоподшипник 32 609: С=138 кН -динамическая грузоподъемность

Эквивалентная расчетная нагрузка для переднего подшипника рассчитывается по формуле:

Долговечность роликоподшипника (В) будет рассчитываться по формуле:

Долговечность роликоподшипника (А) будет рассчитываться по формуле:

Расчет вала ротора

Рис. 7 — Расчет вала ротора

Крутящий момент, передаваемый валом:

где N — мощность, потребляемая насосом.

Изгибающий момент в опасном сечении:

Расчетное сечение вала представляет собой шлицевое сечение с наружным диаметром Дн=4,2 см и внутренним Дв=3,6 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 40XГ (закалка с нагревом ТВЧ) из которой изготавливается вал, имеет следующие справочные данные:

предел прочности ув = 1200 МПа;

предел текучести ут = 1000 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 = 2,0 — допускаемая величина запаса прочности ([5]).

Определение прогиба вала ротора

Определение прогиба вала ротора в сечение k

Это выражение справедливо в предположении постоянной по длине жесткости вала. Условно будем считать, что вал имеет жесткость, равную жесткости прослабленного шлицевого участка с наружным диаметром ДН, внутренним ДВ, шириной зуба b и числом зубьев Z:

Из предварительного расчета шлицевое соединение имеет следующие параметры:

ДН = 4,2 см; ДВ = 3,6 см; b = 0,8 см; Z = 8.

Момент сечения определим по формуле:

.

Тогда прогиб вала:

.

Проверка шлиц вала на смятие

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

.

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

,

где Мк — крутящий момент, передаваемый валом;

ш = 0,75 коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями;

z — число зубьев;

l — длина зубьев;

h — высота поверхности контакта зубьев, измеренная по радиусу;

rср — расстояние от оси вала до поверхности контакта.

Высота поверхности контакта зубьев определяется по [3, с. 383]:

,

где f-= 0,04 — коэффициент трения на поверхности шлицов.

Расстояние от оси вала до поверхности контакта находится по выражению:

.

Тогда фактическое напряжение смятия:

.

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

Проверка плотности и нагруженности стыков

гидромашина цилиндр подпятник подшипник

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

Для того, чтобы максимально уменьшить утечки по подвижным стыкам насоса (трущиеся пары «подпятник — опорный диск» и «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.

Расчет стыка «подпятник — опорный диск»

Начальное уплотнение по торцу подпятника в рассматриваемой конструкции создается пружинами ротора. При этом должно быть обеспечено удельное давление в стыке при ходе всасывания ув = 0,1 МПа.

С другой стороны, при ходе нагнетания удельное давление на торце подпятника не должны превышать допускаемого значения [2, с. 166]. :

[уn]=2,5 — 3,0 МПа.

Силы, действующие на стык «подпятник — опорный диск», показаны на рис. 8.

Рис. 8 — Силы, действующие на стык «подпятник — опорный диск»

Усилие гидравлического прижима

Усилие отжима P0 возникающего на поверхности выточки подпятника и в зазоре опорного диска

Сила инерция подпятника с плунжером

-частота вращения ротора.

mп=0. 15 кг-масса плунжера с подпятником.

r=50 мм-радиус расположения плунжеров.

б=200- угол наклона опорного диска.

Удельное давление на торцевой поверхности подпятника

где F1 =5,92 см2 — площадь кольцевых поверхностей опоры;

Рi — сила инерции подпятника с плунжером:

Расчет стыка «распределительный диск — ротор»

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

На рис. 8 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 размерами (Д2-Д1)/2. и (Д4-Д3)/2 нагружаются давлением, распределенным по треугольнику.

В результате на торце ротора действуют силы Р1, Р2, Р3 величины которых определяются следующими уравнениями:

Рис. 9 — Эпюра распределения давление по торцу ротора

где p — давление рабочей жидкости

Сила Рн, прижимающая ротор к торцу распределительного диска, определяется уравнением

где Р — давление рабочей жидкости;

F — площадь плунжера;

Z — число плунжеров.

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:

На основании опытных данных в общем случае должно быть соблюдено:

Условие соблюдено, т. к.

Кроме соблюдения условия, выражаемого уравнением, должно быть также обеспечено превышение момента ДМ, создаваемого силой Рн относительно оси ротора, над суммой моментов, создаваемых силами Р1, Р2, Р3 относительно той же оси. Это условие записывается следующим образом:

где XH, X1, X2, X3 — точки приложения

Указанные силы рассматриваются как равнодействующие равномерно распределительной нагрузки, действующей по полукольцам со средними радиусами соответственно X1?, X2?, X3?, которые определяются по следующим уравнениям:

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

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].

.

Расчет удельных давлений в сопряжении «плунжер — ротор».

В расчете будем исходить из условия, что плунжер консольно нагружен вертикальной составляющей Рв реакции N нажимного диска (рис. 9)., ее горизонтальная составляющая Рг уравновешена силой давления рабочей жидкости:

Примем также, что удельное давление на поверхности контакта в каждом поперечном сечении плунжера изменяются по синусоидальному закону (рис. 10).

где q0 — максимальное значение удельного давления в поперечном сечении;

ш — угол, отсчитываемый от диаметральной плоскости плунжера, перпендикулярной вектору силы Рв, вдоль направляющей поверхности контакта.

Рис. 10 — Схема к расчету удельных давлений в сопряжении «плунжер — ротор»

Будем считать, что вдоль образующей поверхности контакта равнодействующая qo удельных давлений в поперечном сечении изменяется линейно.

Для определения положения нейтрального сечения II запишем уравнение моментов относительно точки 0:

где qp1, qp3 — равнодействующие удельных давлений в поперечных сечениях I и III соответственно;

a — вылет плунжера;

l — длина части плунжера в роторе;

l1 — расстояние от торца ротора до нейтрального сечения плунжера

Учитывая очевидное соотношение (рис. 9).

Получим, решая уравнение моментов относительно l1

Легко убедиться, что

а значит qp1> qp3

Равнодействующая удельных давлений в любом сечении:

Для определения равнодействующей в опасном сечении I составим уравнение проекций сил на направление силы Рв с учетом qp3

Подставляя выражения Рв и l1, получим:

Наибольший вылет плунжера amax=57 мм

Длина плунжера в роторе l=53 мм

Тогда, подставляя значения величин, получим

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.

Рис. 11 — Схема к определению скорости потока

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:

— условие выполняется;

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 = 90° - угол, на котором расположено окно распределительного диска.

Тогда, подставив числовые данные:

.

— условие выполняется.

Заключение

В курсовом проекте была спроектирована аксиально-поршневая гидромашина со следующими техническими характеристиками: объёмная постоянная V0=180, максимальное рабочее давление Рмах=20 МПа, номинальная частота вращения вала n=378 об/мин., объёмный КПД, гидромеханический КПД, аналог разрабатываемой гидромашины — РМНА…

В курсовом проекте был произведен предварительный и уточнённый расчёт гидромашины, рассчитана мощность гидромашины N=22.7 кВт и определён крутящий момент на её валу, который составил 584.9 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, 1,2 м/с и 2.9 м/c.

Литература

1. 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.

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

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

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

5. 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.

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

7. Андрианов Д. Н., Андрианов Н. В. Проектирование объёмной 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'', 2004. — 25 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой