Аксиально-плунжерный насос с наклонным диском

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Задание

1. Выполнить статический расчёт гидромашины, т.е. рассчитать основные конструктивные и рабочие параметры.

2. Просчитать конструктивные параметры распределительного узла на ЭВМ (Gidracs).

3. Выбрать оптимальные значения этих конструктивных параметров.

4. Занести оптимальный параметр в базы данных.

5. Распечатать результаты и представить их в виде таблиц.

6. Выполнить сборочный чертёж.

7. Выполнить деталирование ходовой части аксиально-плунжерной гидромашины.

8. Выполнить плакат.

Задание

Рассчитать основные параметры аксиально-поршневого(плунжерного) насоса с наклонным диском с точечным касанием плунжеров. По полученным данным построить эскиз машины.

Исходные данные:

Vo = 33 см3/об;

P = 25 Мпа;

n = 3000 об/мин.

Введение

Аксиально-поршневые гидромашины при передаче равной мощности по сравнению с другими поршневыми гидромашинами отличаются наибольшей компактностью и, следовательно, наименьшей массой. Имея рабочие органы с малыми радиальными габаритными размерами и, как следствие, с малым моментом инерции, они способны быстро изменять частоту вращения вала. Специальные свойства аксиально-поршневых гидромашин обусловили их широкое применение в качестве регулируемых и нерегулируемых насосов и гидромоторов для гидропередач, обслуживающих подвижные комплексы (дорожные, строительные, транспортные машины, авиационные и судовые системы), а так же в следящих гидроприводах большой точности.

Характерным признаком гидромашин с наклонной шайбой является жесткая связь между валом и блоком цилиндров или между валом и шайбой.

Рабочая поверхность наклонной шайбы неподвижна по отношению к ротору или вращается с небольшой скоростью. Поршни гидромашины не связаны с наклонной шайбой; они выполняются без шатунов и имеют рабочий элемент, который скользит по поверхности наклонной шайбы или катится по ней. Такие поршни называют плунжерами.

Рабочий элемент плунжеров может быть выполнен сферическим, как показано на рис.1, а, или в виде подпятника гидродинамического или гидростатического типа (рис.1, б, в, г).



Рис.1. Виды плунжеров:

а - со сферической головкой; б, в - с гидродинамическими подпятниками;

г - с гидростатическим подпятником.

Для прижатия плунжеров к поверхности наклонной шайбы используют повышенное давление на стороне всасывания или специальные пружины в рабочих цилиндрах гидромашины. Для прижатия подпятников плунжеров к поверхности наклонной шайбы применяют сепараторы различной конструкции.

Гидромашины с наклонной шайбой обеспечивают большие расходы и давления при минимальных размерах и небольшой массе. Для таких гидромашин характерны простота конструкции и высокая технологичность.

Современные насосы и гидродвигатели с наклонной шайбой работают при давлении р = 35,0...45,0 МПа, а в перспективе смогут работать при давлении до p = 50,0...70,0 МПа.

Таким образом, аксиально-поршневые гидромашины с наклонным диском наиболее просты в изготовлении, благоприятны по нагруженности подшипников, имеют малые габаритные размеры и удобную для встраивания форму, легко регулируются, однако уступают другим типам роторно-поршневых гидромашин по КПД.

1. Конструкторская часть

1.1 Описание конструкции

Регулируемый насос(рис.2) представляет собой роторную аксиально-плунжерную машину с наклонным опорным диском и плоским торцовым распределителем. Насос предназначен для эксплуатации в закрытых гидросистемах или в открытых контурах с подпиткой линии всасывания.

Вращение вала 13 через шпонку 30 передается барабану 4, который поводком 31 осуществляет ведение блока цилиндров 5. В силу наклонного расположения опорного диска 7 толкатели 9 и плунжеры 8 совершают сложное движение: вращательное -- вокруг вала насоса и возвратно-поступательное -- относительно стенок блока цилиндров. При этом камеры цилиндров в течение первой половины оборота вала увеличивают свой объем и заполняются рабочей жидкостью, а за время второй половины оборота уменьшаются и плунжеры вытесняют жидкость в напорную гидролинию насоса. Напорная и всасывающая линии гидросистемы подключаются к штуцерам 14 задней крышки 2, выполняющей функции распределителя. Опорный диск 7 насоса выполнен в виде радиально-упорного подшипника, размещенного во внутренней расточке шайбы 3. Шайба 3 установлена в подшипниковых опорах 17 на неподвижных цапфах 12. Регулирование рабочего объема насоса осуществляется поворотом шайбы вокруг горизонтальной оси с помощью цилиндра управления 6. Пружины 29, поршни 10 и стержни 11 стремятся развернуть шайбу на максимальный угол наклона. С противоположной стороны на шайбу воздействует гидроцилиндр управления. Таким образом, угол наклона шайбы однозначно определяется величиной давления в линии управления. Насос комплектуется блоком управления, поддерживающим постоянное давление в линии нагнетания. Крепление блока управления к насосу осуществляется с внешней стороны задней крышки 2.

Рис.2. Регулируемый насос типа 2Г

1.2 Предварительный расчёт

Диаметр плунжера (поршня) определяем выражением:

где - диаметр поршня;

- рабочий объём насоса;

- безразмерные коэффициенты;

- число поршня;

- угол наклона диска.

мм.

По ГОСТ 12447-80 округляем диаметр поршня до ближайшего мм.

Определяем площадь поршня:

;

мм2.

Определяем диаметр разноски осей отверстий в блоке цилиндров , который находиться из формулы рабочего объёма :

;

мм.



Рис. 3. Основные расчетные размеры блока цилиндров

Определяем толщины условной толстостенной трубы и размера перемычки :

,

,

мм,

мм.

Проверка выполнения условия прочности:

;

МПа,

где - напряжения растяжения стенок толстостенной трубы.

Проверка выполнения условия жёсткости

;

мкм,

где - расчётное значение деформации;

Е - модуль упругости материала блока цилиндров;

- коэффициент Пуассона.

Сравниваем полученные значения и со значениями []и [] соответственно.

Из [9] принимаем:

[]=102МПа;

[]=10мкм.

Определяем геометрические размеры блока цилиндров:

,

где - наружный диаметр блока цилиндров;

мм;

,

где - внутренний диаметр расточки в блоке цилиндров;

мм;

,

где В - высота блока цилиндров;

h = 0,018 м - ход поршня;

b1 = 0,004 м - ширина технологической проточки;

b2 = 0,005 м - ширина дна блока цилиндров;

b3 =0,007 м - высота зуба блока цилиндров.

м.

1.3 Расчёт поршня

Определяем ход поршня:

;

мм.

Определяем коэффициент хода поршня:

;

.

Определяем длину втулки в отверстии блока цилиндров:

;

мм.

Длина поршня:

 мм.

Диаметр втулки в отверстии блока цилиндров:

мм;

мм.

Радиус сферической головки поршня:

где - диаметр сферы поршня.

Радиус среза сферической головки поршня:

.

1.4 Расчёт распределителя

Определение минимальной площади окна блока цилиндров (рис.4) :

,

где [] - допустимое значение скорости течения жидкости;

[]=8.

Qn max - максимальная подача одного поршня:

где - угловая частота вращения вала гидромашины;

FП - площадь поршня.

;

с-1;

л·с-1;

;

м·с-1.

Условие выполняется.

Определение радиуса cкругления окон

В первом приближении принимаем:

;

м2.

далее определяем радиус скругления окон:

;

м.

Определяем угол охвата окна в блоке цилиндров:

;

,

где - угол охвата окна в блоке цилиндров.

Определяем угол охвата радиуса скругления окон:

;

,

где - угол охвата радиуса скругления окон.

Определяем площадь окна блока цилиндров Fо:

;

м2.

Рис.4. Основные расчетные размеры распределителя.

Определяем ширину уплотняющего пояска:

;

м,

где - коэффициент, показывающий, на сколько сила, прижимающая блок цилиндров к распределителю, больше отжимающей силы [6].

Далее проверяем условие: .Условие выполняется.

Определение геометрических размеров дренажной канавки распределителя:

,

где Q - величина утечек;

QИ - теоретический расход:

;

л·с-1,

где n - частота вращения вала гидромотора;

Qф - фактический расход рабочей жидкости на выходе из гидромотора:

;

л·с-1;

л·с-1.

Допустимая минимальная площадь дренажной канавки:

;

м2,

где [] - допустимая скорость течения жидкости в дренажной канавке не более 1,5 - 3,5м/с.

[]=2.

Конструктивно принимаем глубину дренажной канавки b' и ширину дренажной канавки b" с условием, что площадь дренажной канавки Fк больше [Fк].

Определяем угол охвата окна в распределителе:

;

,

где угол 0,5о - необходимое положительное перекрытие.

Определяем площадь окна распределителя

Допустимую минимальную площадь окна распределителя определяем по формуле:

;

м2,

где [] - максимально допустимая скорость движения жидкости в окне распределителя не более 4,5 м/с: []=4,5 м/с.

;

м2.

Проверяем условие, превышения расчётной величины площади окна распределителя Fr над допустимой минимальной площадью [Fr]. Условие выполняется.

Определяем геометрические размеры распределителя (рис.5) :

;

м;

;

м;

;

м;

;

м;



Рис. 5. Распределительный диск

Определяем силы, действующие в стыке блок цилиндров распределитель (рис.6).

Прижимающая сила, действующая от одного поршня:

кН,

pmax - максимальное давление рабочей жидкости в гидромашине.

Отжимающая сила:

;

кН.



Рис. 6. Взаимодействие сил между распределителем и блоком цилиндром

Сила со стороны пружины:

;

кН.

Проверка на контактные нагрузки:

,

где Sу - площадь уплотняющих поясков, приходящихся на один сектор:

;

м2;

Р - равнодействующая сила:



кН;

МПа.

Так как расчётное значение контактных нагрузок не превышает рекомендуемое(МПа), то условие выполняется, тем самым мы можем продолжать расчёт.

1.5 Расчёт вала

Проектировочный расчёт вала

Задаём материал вала: для валов в гидромашиностроении применяется СТАЛЬ 40Х (HRc 40-62).

Для СТАЛИ 40Х [?доп]=360 МПа- допускаемые напряжения; [?]=250 МПа- предел прочности при кручении.

Крутящий момент насоса:

;

Н·м.

Диаметр выходного конца вала:

,

где МПа - допустимое напряжение при кручении.

м.

Максимальная изгибающая сила складывается из тангенциальных сил, передаваемых через блок цилиндров на вал:

;

Н.

Предварительно реакция от полумуфты на вал:

;

Н.

Полная длинна вала насоса:

,

где мм - расстояние от полумуфты до выходной опоры вала (А);

мм - расстояние между опорами вала (А и В);

= 90 мм - расстояние от выходной опоры вала (А) до точки приложения силы (рис.7).

мм.

Реакции в опорах А и В:

;

Н;

Н.

Изгибающие моменты в опорах А и В:

;

Н·м;

.

Максимальный изгибающий момент:

;

Н·м.

Эквивалентный момент:

;

Н·м.

Рис.7. Схема нагружения вала

Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении, при проектировочном расчёте для этого определим:

1. Допустимое напряжение:

,

где МПа - предел текучести материала вала;

- нормируемая величина коэффициента запаса прочности, .

МПа.

2. Диаметр вала:

;

м.

Полученное значение желательно округлить до стандартного значения согласно ГОСТ 1139-80.

мм.

Полярный момент:

,

где - коэффициент момента сопротивления .

м3.

Проверочный расчёт вала на сопротивление усталости

Амплитудное нормальное напряжение:

;

МПа.

Момент сопротивления кручению:

;

м3.

Постоянная составляющая касательных напряжений:

;

МПа.

Постоянная составляющая нормальных напряжений:

;

МПа.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

,

где МПа - предел выносливости при симметричном цикле нагружения;

- амплитудное нормальное напряжение;

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла нагружений;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров;

- среднее напряжение цикла нагружений.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

,

где - предел выносливости материала при кручении при симметричном цикле нагружения;

МПа- амплитудное касательное напряжение;

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла нагружений;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров;

- среднее напряжение цикла нагружений.

Общий коэффициент запаса прочности:

Коэффициент запаса прочности не может быть менее .

.

Условие выполняется.

Прогиб вала в наиболее нагруженном сечении:

,

где МПа - модуль упругости материала;

- момент инерции поперечного сечения:

;

м4;

м.

1.6 Расчёт подшипников качения

Предварительно назначаем подшипники однорядные радиальные шариковые из сверхлегкой серии по ГОСТ 8338-75.

Для диаметра d =25 мм назначаем подшипник 1000906 ГОСТ 8338-75.

Расчёт на статистическую грузоподъёмность[5, с.113]:

С0r=4,55 кН.

Проверяем не превышает ли радиальная Fr нагрузка на подшипник превосходить статистическую грузоподъёмность, указанную в каталоге:

Fr?C0r;

4,463 кН?4,55 кН.

Следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет нашим условиям.

Расчёт подшипника на заданный ресурс[5, с.114]:

Сr=7,59 кН; C0r=4,55 кН; d=30 мм; D=47 мм; Dw=5 мм

Находим значения X, Y, e исходя из соотношения

,

где f0 - коэффициент, зависящий от геометрии подшипника и применяемого уровня напряжения; Fa - внешняя осевая сила, действующая на вал.

f0 берем из таблицы в зависимости от отношения

где Dw- диаметр шарика; ?- угол контакта (для радиальных подшипников ?=0); Dpw- диаметр окружности расположения центров шариков [5, с.114]:

=мм;

.

Тогда из таблицы определяем f0=15,2[5, с.112]

Так как подшипник шариковый радиальный однорядный, то коэффициент осевого нагружения определяется как[5, с.111]:

.

Так как внешней осевой силы действующей на вал Fa нет, то значение коэффициента е принимаем равным нулю.

Значение коэффициента радиальной нагрузки X=0,56[5, с.111].

Значение коэффициента осевой нагрузки Y=0,44/e[5, с.111].

Так как е равен нулю, то Y=0.

Сравниваем соотношение с коэффициентом е.

V- коэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы V=0,7[5, с.115].

При принимают X=1 и Y=0.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку[5, с.115]:

Pr=(VXFr+YFa)KБКТ,

где V- коэффициент вращения кольца;

X- коэффициент радиальной нагрузки;

Y- коэффициент осевой нагрузки;

Fa- внешняя осевая сила, действующая на вал;

Fr- Радиальная нагрузка на вал;

КБ- коэффициент динамичности нагрузки. КБ приблизительно принимаем равным значению отношения кратковременной перегрузки к номинальной нагрузке. Тогда КБ=0,7.

КТ- температурный коэффициент. КТ принимаем в зависимости от рабочей температуры подшипника. Тогда КТ=0,7.

Pr=(0,7·1·4463+0·0)·0,7·0,7=1531 Н.

Определяем скорректированный по уровню надёжности и условиям применения расчетный ресурс подшипника в часах[5, с.117]:

,

где а1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности. Тогда а1=1.

а23- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника.

Тогда а23=0,8.

С- базовая динамическая грузоподъёмность подшипника (радиальная Сr).

Р- эквивалентная динамическая нагрузка (радиальная Pr).

n- частота вращения кольца, мин-1.

Тогда,

ч.

Проверка[5, с.118]:

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому

Lsah?L,

Где Lsah- расчётный ресурс,

=500 ч- требуемый ресурс.

541,5 ч?500 ч.

Следовательно выбранный типоразмер подшипника удовлетворяет нашим условиям.

Для диаметра d=40 мм назначаем подшипник 1000908 ГОСТ 8338-75.

Расчёт на статистическую грузоподъёмность[5, с.113]:

С0r=9,3 кН.

Проверяем не превышает ли радиальная Fr нагрузка на подшипник превосходить статистическую грузоподъёмность, указанную в каталоге:

Fr?C0r;

5,024 кН?9,3 кН.

Следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет нашим условиям.

Расчёт подшипника на заданный ресурс[5, с.114]:

Сr=13,8 кН; C0r=9,3 кН; d=40 мм; D=62 мм; Dw=6,35 мм.

Находим значения X, Y, e исходя из соотношения

Где f0- коэффициент, зависящий от геометрии подшипника и применяемого уровня напряжения; Fa- внешняя осевая сила, действующая на вал.

f0 берем из таблицы в зависимости от отношения

где Dw- диаметр шарика; ?- угол контакта (для радиальных подшипников ?=0); Dpw- диаметр окружности расположения центров шариков[5, с.114]:

= мм;

.

Тогда из таблицы определяем f0=15,9.

Так как подшипник шариковый радиальный однорядный, то коэффициент осевого нагружения определяется как[5, с.111]:

Значение коэффициента радиальной нагрузки X=0,56[5, с.111].

Значение коэффициента осевой нагрузки Y=0,44/e[5, с.111].

Так как е равен нулю, то Y=0.

Сравниваем соотношение с коэффициентом е.

V- коэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы V=0,85[5, с.115].

При принимают X=1 и Y=0.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку[5, с.115]:

Pr=(VXFr+YFa)KБКТ,

Где V- коэффициент вращения кольца,

X- коэффициент радиальной нагрузки,

Y- коэффициент осевой нагрузки,

Fa- внешняя осевая сила, действующая на вал,

Fr- Радиальная нагрузка на вал,

КБ- коэффициент динамичности нагрузки. КБ приблизительно принимаем равным значению отношения кратковременной перегрузки к номинальной нагрузке. Тогда КБ=0,8.

КТ- температурный коэффициент. КТ принимаем в зависимости от рабочей температуры подшипника. Тогда КТ=0,8.

Pr=(0,85·1·5024+0·0)·0,8·0,8=2733 Н.

Определяем скорректированный по уровню надёжности и условиям применения расчетный ресурс подшипника в часах[5, с.117]:

,

Где а1- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности. Тогда а1=1.

а23- коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника. Тогда а23=0,8.

С- базовая динамическая грузоподъёмность подшипника (радиальная Сr).

Р- эквивалентная динамическая нагрузка (радиальная Pr).

n- частота вращения кольца, мин-1.

Тогда,

ч.

Проверка[5, с.118]:

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому

Lsah?L,

Где Lsah - расчётный ресурс,

=500 ч - требуемый ресурс.

572,2 ч?500 ч.

Следовательно выбранный типоразмер подшипника удовлетворяет нашим условиям.

Заключение

В ходе курсовой работы были проведены расчёты основных параметров аксиально-поршневого насоса с наклонным диском. По полученным значениям был сформирован эскиз данного насоса, опираясь на конструкцию насоса типа 2Г15-14.

вал поршень плунжерный насос

Список использованной литературы

1. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя / В.И. Анурьев М.: Машиностроение, 2001. - 1000 с.

2. Башта, Т.М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели, гидросистемы Т.М. Башта - М.: Машиностроение 1974. - 606 с.

3. Башта, Т.М. Объёмные гидравлические приводы / Т.М. Башта - М.: Машиностроение, 1969. - 628 с.

4. Бим-Бад, Б.М.“Атлас конструкций гидромашин и гидропередач” / Б.М. Бим-Бад, М.Г.Кабаков, С.П. Стесин - М.: Инфра - М, 2004. - 135с.

5. Воронов С.А. Программы автоматизированного расчёта объёмных гидромашин / С.А. Воронов, Д.В. Багаев, А.В. Пузанов - Ковров: КГТА, 1999. - 48 с.

6. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - М.: Издательский центр «Академия», 2006. - 496 с.

7. Круглов, В.Ю. Расчет объёмных гидромашин / В.Ю.Круглов, Д.В.Багаев - Ковров: КГТА, 2005. - 184 с.

8. Орлов, П.И. Основы конструирования / П.И. Орлов - М.: Машиностроение, 1988. - 560 с.

9. Орлов, Ю.М. Объёмные гидравлические машины. Конструкция, проектирование, расчёт / Ю.М. Орлов - М.: Машиностроение, 2006. - 223 с.

10. Прокофьев, В.Н. Основы теории и конструирования объёмных гидропередач / В.Н. Прокофьев. - М.: Высш. шк., 1968. - 400 с.

11. Норышкин, В.Н. Подшипники качения: Справочник-каталог / В.Н. Норышкин, Р.В. Коросташевский. - М.: Машиностроение, 1984 - 180с.

Размещено на Allbest.ru