Проверка плотности стыков гидромашины

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 поршниблоку 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 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 ммкоординатная фаска подшипника ([6], с152);

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

По рекомендациям 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:

где — площадь поршня.

;;

; ;

2.2 Определение долговечности подшипников

В соответствии с 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 Р_r = 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 Д_н=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 определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

По касательным напряжениям расчет производится по:

где ф_Т — 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:

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: .

Фактическое напряжение смятия, согласно:

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 Р_H 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]:

;

f_p — 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 X_a = 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. РещиковаМ.: 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.