Аксиально-плунжерный насос с наклонным диском

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 12 447–80 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 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.

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 МПадопускаемые напряжения; [?]=250 МПапредел 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;

МПаамплитудное 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 1 000 906 ГОСТ 8338–75.

Расчёт на статистическую грузоподъёмность:

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:

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 Dwдиаметр шарика; ?- угол контакта (для радиальных подшипников ?=0); Dpwдиаметр окружности расположения центров шариков:

=мм;

.

Тогда из таблицы определяем f0=15,2

Так как подшипник шариковый радиальный однорядный, то коэффициент осевого нагружения определяется как:

.

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

Значение коэффициента радиальной нагрузки X=0,56.

Значение коэффициента осевой нагрузки Y=0,44/e.

Так как е равен нулю, то Y=0.

Сравниваем соотношение с коэффициентом е.

Vкоэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы V=0,7.

При принимают X=1 и Y=0.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:

Pr=(VXFr+YFa)KБКТ, где Vкоэффициент вращения кольца;

Xкоэффициент радиальной нагрузки;

Yкоэффициент осевой нагрузки;

Faвнешняя осевая сила, действующая на вал;

FrРадиальная нагрузка на вал;

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

КТтемпературный 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:

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.

Сбазовая динамическая грузоподъёмность подшипника (радиальная Сr).

Рэквивалентная динамическая нагрузка (радиальная Pr).

nчастота вращения кольца, мин-1.

Тогда,

ч.

Проверка:

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому

Lsah?L,

Где Lsahрасчётный ресурс,

=500 чтребуемый ресурс.

541,5 ч?500 ч.

Следовательно выбранный типоразмер подшипника удовлетворяет нашим условиям.

Для диаметра d=40 мм назначаем подшипник 1 000 908 ГОСТ 8338–75.

Расчёт на статистическую грузоподъёмность:

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:

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; Faвнешняя осевая сила, действующая на вал.

f0 берем из таблицы в зависимости от отношения где Dwдиаметр шарика; ?- угол контакта (для радиальных подшипников ?=0); Dpwдиаметр окружности расположения центров шариков:

= мм;

.

Тогда из таблицы определяем f0=15,9.

Так как подшипник шариковый радиальный однорядный, то коэффициент осевого нагружения определяется как:

Значение коэффициента радиальной нагрузки X=0,56.

Значение коэффициента осевой нагрузки Y=0,44/e.

Так как е равен нулю, то Y=0.

Сравниваем соотношение с коэффициентом е.

Vкоэффициент вращения кольца. При вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора радиальной силы V=0,85.

При принимают X=1 и Y=0.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:

Pr=(VXFr+YFa)KБКТ, Где Vкоэффициент вращения кольца,

Xкоэффициент радиальной нагрузки,

Yкоэффициент осевой нагрузки,

Faвнешняя осевая сила, действующая на вал,

FrРадиальная нагрузка на вал, КБкоэффициент динамичности нагрузки. КБ приблизительно принимаем равным значению отношения кратковременной перегрузки к номинальной нагрузке. Тогда КБ=0,8.

КТтемпературный 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:

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.

Сбазовая динамическая грузоподъёмность подшипника (радиальная Сr).

Рэквивалентная динамическая нагрузка (радиальная Pr).

nчастота вращения кольца, мин-1.

Тогда, ч.

Проверка:

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

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.