Уплотнительные устройства. Аксиально-поршневые гидромашины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Орловский государственный аграрный университет

Факультет агротехники и энергообеспечения

Кафедра ЭМТП и тракторы

Контрольная работа

по дисциплине "Гидравлические машины"

Выполнил:

студент группы Т-3с з/о

Зевакин С.М.

Шифр 05035

Проверил ст. преподаватель

Рыжов Ю.Н.

Орел 2007

Содержание

1. Уплотнительные устройства

2. Питание одним насосом двух и несколько гидродвигателей

3. Расчет гидролиний

4. Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы

Литература

1. Уплотнительные устройства

Назначение уплотнительных устройств - устранение утечек и перетечек рабочей жидкости через зазоры между сопрягаемыми деталями элементов гидропривода, вызванных перепадом давлений.

Требования, предъявляемые к уплотнительным устройствам:

- износостойкость;

- совместимость с конструкционными материалами и рабочей жидкостью;

- устойчивость к температурным колебаниям;

- удобность монтажа-демонтажа; невысокая стоимость.

Уплотнительные устройства делятся на две группы:

1) уплотнения неподвижных соединений, которые должны обеспечивать абсолютную герметичность при всех режимах работы гидропривода;

2) уплотнения подвижных соединений, допускающие возможность регламентированных утечек и перетечек рабочей жидкости.

Уплотнение считается герметичным, если после длительной выдержки под давлением (для неподвижных соединений) или после установленного числа перемещений (для подвижных соединений) утечки рабочей жидкости не превышают предельно допустимые.

1) Уплотнение неподвижных соединений.

В неразъемных соединениях герметичность достигается пайкой и сваркой деталей.

В разъемных соединениях утечки устраняются несколькими способами: путем деформации уплотняемых поверхностей внешней силой; взаимной приработкой уплотняемых поверхностей; заполнением микронеровностей на уплотняемых поверхностях различными заполнителями (прокладки из картона, кожи, резины и т.д.). При этом при всех способах между соединяемыми деталями должно быть создано контактное давление (путем затяжки крепежными элементами), превышающее максимальное рабочее давление.

Некоторые способы уплотнения неподвижных соединений мягкими прокладками и кольцами представлены на рисунке 1.

Рисунок 1 - Герметизация неподвижных соединений

Для изготовления прокладок применяют различные неметаллические и металлические эластичные материалы, способные компенсировать при затяжке соединения неровности и другие дефекты поверхностей уплотняемой пары.

2) Уплотнение подвижных соединений.

Уплотнение может быть бесконтактным (щелевым) или контактным (выполненным при помощи различных уплотнителей).

Щелевое уплотнение (рисунок 9.14, а) распространено во многих гидроагрегатах (насосы, распределители и т.д.). Снижение утечек достигается за счет уменьшения зазора s между подвижными деталями. Утечки неизбежны и заранее определяются для цилиндрических деталей по формуле:

где d - диаметр уплотняемого соединения;

s - зазор между деталями соединения;

l - длина уплотнения;

? - относительная скорость перемещения деталей;

? - динамический коэффициент вязкости жидкости.

Рисунок 2 - Схемы уплотнений: а - щелевого; б, в - лабиринтного

Для повышения сопротивления щели при высоких Re, соответствующих турбулентному режиму течения на одной (рисунок 2, б) или обеих (рисунок 2, в) поверхностях, образующих щель, выполняют лабиринтные канавки, которые вследствие чередующегося изменения сечения щели повышают ее сопротивление. Недостаток щелевого уплотнения - высокая стоимость изготовления сопрягаемых деталей и возможность облитерации щели. Контактные уплотнения выполняются при помощи металлических и резиновых колец, набивочных уплотнений и манжет.

Уплотнение металлическими кольцами - одно из самых простых и долговечных уплотнений. Материал колец - серый чугун, бронза, текстолит, графит и металлографитовая масса. Стыки колец (рисунок 3) могут быть прямыми (при Р5 МПа), косыми (при Р20 МПа) и ступенчатыми (при Р>20 МПа). В ступенчатом замке (рисунок 3, г) часто одну из сопряженных поверхностей выполняют плоской, а вторую - несколько выпуклой, благодаря чему повышается удельное давление в стыке колец, способствующее повышению герметичности. Форма поперечного сечения прямоугольная. Число колец в уплотнении колеблется от 2 до 9, в зависимости от перепада давлений. Расстояние между кольцами на качество уплотнения не влияет.



Рисунок 3 - Типы стыковых замков металлических колец: а - прямой; б - косой; в, г - ступенчатый

К недостаткам уплотнения металлическими кольцами относится: необходимость точного изготовления деталей соединения, т.к. кольца не компенсируют микронеровности, овальность, конусность и т.п. Уплотнение из колец создает дополнительную силу трения. Уплотнение не является абсолютно герметичным и определяется как и при щелевом уплотнении.

Уплотнение резиновыми кольцами является простым, компактным и достаточно надежным. Уплотнение применяется при неподвижных (при Р30 МПа) и подвижных соединениях (при Р20 МПа). Диапазон температур -50…+100 С. Герметичность достигается за счет монтажного сжатия резины и ее плотного прилегания к поверхности деталей (рисунок 4). Материал - маслостойкая резина. Форма поперечного сечения круглая (предпочтительно) или прямоугольная (может скручиваться и вдавливаться в зазор). При уплотнении резиновыми кольцами утечки практически отсутствуют. На рисунке 4 показана схема уплотнений резиновых кольцом круглого сечения. Размеры колец и канавок подбирают таким образом, чтобы при монтаже кольца в канавке (при нулевом обжатии) был сохранен боковой зазор (а - d) = 0,2-0,25 мм (рисунок 9.16, а). При монтажном сжатии кольцо поджимается на величину k = d - b (рисунок 4, б). Таким предварительным сжатием кольца создается герметичность соединений при нулевом и малом давлении жидкости. При наличии же давления кольцо под его действием деформируясь у внешней стороны канавки, создает плотный контакт с уплотняемыми поверхностями (рисунок 4, в).



Рисунок 4 - Схемы уплотнений резиновым кольцом круглого сечения.

Набивочные уплотнения (рисунок 5) применяют в гидравлических прессах, гидроцилиндрах, насосах и некоторой гидроаппаратуре. Материал - мягкие (хлопчато-бумажные, пеньковые, асбестовые) набивки пропитанные коллоидным графитом, церезином, суспензией фторопласта или жиром, и твердые (металлические, пластмассовые) набивки. При сдавливании набивки 1 нажимной буксой 2 набивочный материал течет в радиальном направлении, образуя плотный контакт между камерой сальника и набивкой с одной стороны и подвижной деталью (штоком или валом) - с другой. Для компенсации износа набивочные сальники требуют периодической подтяжки. Сдавливание набивки происходит при помощи болтов (рисунок 5, а) или пружины (рисунок 5, б).

Рисунок 9.17 - Герметизация набивками и сдавливание набивки: а - болтами; б - пружиной

Набивочные уплотнения используют при небольших давлениях (при Р 5 МПа). Срок службы мягких набивок до 800 часов.

Манжетное уплотнение применяют при Р до 50 МПа, скоростях перемещения уплотняемых деталей до 20 м/с. Диапазон температур -50…+100?С.

Манжеты имеют шевронную и V-образную форму. Герметичность обеспечивается за счет деформации при монтаже и от давления рабочей жидкости (рисунок 6). Количество манжет зависит от диаметра и давления.

Рисунок 6 - Схема действия манжетного уплотнения: а - манжета до монтажа; б - манжета в смонтированном виде без давления жидкости; в - манжета под давлением

Наиболее распространены U образные (рисунок 7, а, в) и V образные (шевронные) манжеты (рисунок 7, г). Для уплотнения при давлении рабочей среды до 35 МПа применяют U образные манжеты и при давлении до 50 МПа и выше - шевронные. Для сохранения формы манжету помещают при монтаже уплотнительного пакета между фасонными опорными 1 и распорными 2 кольцами (манжетодержателями) из металла или текстолита (рисунок 7, б).

Типовые формы и способ монтажа манжет представлен на рисунке 7.

Рисунок 7 - Типовые формы манжет и способ монтажа: а, в - U-образные; г - шевронные; б - монтаж манжет

Уплотнение (герметизация) вращающихся валов осуществляется при помощи армированных манжет (рисунок 8), состоящих из металлического каркаса 1, манжеты 2 и спиральной пружины 3, обеспечивающей дополнительное прижатие манжеты к валу.

Рисунок 8 - Схема манжеты для уплотнения вращающихся валов: а - с наружным каркасом; б - с внутренним каркасом; 1 - металлический каркас; 2 - манжета; 3 - пружина

При выборе типа и материала уплотнений учитывают:

- давление в гидросистеме;

- диапазон рабочих температур;

- характер движения соединяемых деталей;

- скорость движения;

- тип рабочей жидкости.

2. Питание одним насосом двух и несколько гидродвигателей

Многие гидросистемы имеют несколько гидродвигателей, питаемые от одного насоса. При такой схеме возможны два варианта подключения гидродвигателей. Гидросистема с параллельным включением гидропривода показана на рисунке 9. Гидросистема имеет одну общую насосную станцию 1 и три гидроцилиндра 2, 3 и 4. Каждый из гидроцилиндров имеет собственное независимое устройство управления - гидрораспределители 6, 7 и 8. В точке 5 гидролиния имеет разветвление, в котором общая подача насосной станции 1 делится на три части Q1, Q2 и Q3. Каждый из гидроцилиндров может включаться в работу в любой момент времени, независимо от других потребителей, и совершать как холостой, так и рабочий ход.



Рисунок 9 - Гидросистема с параллельным включением гидропривода.

Гидросистема с последовательным включением гидропривода представлена на рисунке 10. Гидросистема имеет два гидроцилиндра 1 и 2, которые питаются от общей насосной станции 3. В отличие от гидросистемы с параллельным включением, гидроцилиндр 2 может осуществлять рабочий ход только при неработающем первом гидроцилиндре, поскольку при включении гидроцилиндра 1, напорная линия цилиндра 2 становится сливной, в которой давление падает. При этом цилиндр 2 может осуществлять только холостой ход.

Гидросистемы с параллельным включением гидропривода получили наибольшее распространение. Однако показанная на рисунке 10 гидросхема имеет один существенный недостаток.

Дело в том, что при включении всех трех гидроцилиндров скорость перемещения их выходных звеньев будет минимальна. Если отключить один из них, например первый (2), то скорость у второго и третьего возрастет, так как общая подача будет делиться только на Q2 и Q3. Чтобы этого избежать, в гидросистему необходимо включать редукционные клапаны.



Рисунок 10 - Гидросистема с последовательным включением гидропривода.

На рисунке 11 представлена схема гидросистемы с одним насосом 3 и двумя силовыми цилиндрами 1 и 6, один из которых (цилиндр 6) рассчитан на работу при внешней нагрузке (давлении), значительно меньшей нагрузки второго цилиндра 1.

Рисунок 11 - Гидросистема с двумя гидроцилиндрами, питаемыми одним наосом через редукционные клапаны.

Для снижения давления в системе питания цилиндра 6 до требуемой величины применен редукционный клапан 4, установленный на входе в распределитель 5.

Для цилиндра 1 также предусмотрен редукционный клапан 7, отрегулированный на рабочее давление в этом цилиндре. Редукционный клапан 7 также устанавливается на входе в распределитель 8, управляющий цилиндром 1. Насос 3 снабжен переливным клапаном 2, который сбрасывает излишек рабочей жидкости в бак.

3. Расчет гидролиний

Целью расчета гидролиний является определение внутреннего диаметра трубопроводов, потерь давления на преодоление гидравлических сопротивлений и толщины стенок труб.

Внутренний диаметр (условный проход) трубопровода d определяют по формуле

Или

где Q - расход жидкости, м³/с для (2.1) и л/мин для (2.2);

?- скорость движения жидкости, м/с;

d - внутренний диаметр трубопровода, м для (2.1) и мм для (2.2).

Скорость течения жидкости в трубопроводах зависит в основном от давления в гидросистеме (таблица 1).

Таблица 1 - Рекомендуемые значения скорости рабочей жидкости

Потеря давления на преодоление гидравлических сопротивлений по длине каждого участка трубопровода определяется по формуле

где ?- плотность рабочей жидкости, кг/м³;

?- коэффициент гидравлического трения;

l - длина трубопровода, м.

Если на пути движения рабочей жидкости встречаются местные сопротивления, то потеря давления в местных сопротивлениях определяется по формуле Вейсбаха

где ?- коэффициент местных сопротивлений.

Значения коэффициентов ? для наиболее распространенных видов местных сопротивлений принимают следующими: для штуцеров и переходников для труб ? = 0,1…0,15; для угольников с поворотом под углом 90° ? = 1,5…2,0; для прямоугольных тройников для разделения и объединения потоков ? = 0,9…2,5; для плавных изгибов труб на угол 90° с радиусом изгиба, равным (3?5)d ? = 0,12…0,15; для входа в трубу ? = 0,5; для выхода из трубы в бак или в цилиндр ? = 1.

При ламинарном режиме Т.М. Башта [3, с. 29] для определения коэффициента гидравлического трения ? рекомендует при Re<2300 применять формулу

а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2 300-100 000 коэффициент ? определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса

Если:

где ?Э - эквивалентная шероховатость труб (для новых бесшовных стальных труб ?Э = 0,05 мм, для латунных - ?Э = 0,02 мм, для медных - 0,01, для труб из сплавов из алюминия - 0,06, для резиновых шлангов - 0,03), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля

Потери давления в гидроаппаратуре ?Pга принимают по ее технической характеристике после выбора гидроаппаратуры. После этого суммируют потери давления

?P=?Pдл+?Pм+?P.

При выполнении гидравлического расчета производят проверку бескавитационной работы насоса. Вакуум у входа в насос определяют по формуле



где hs - расстояние от оси насоса до уровня рабочей жидкости в баке;

hтр - потери напора на преодоление всех гидравлических сопротивлений во всасывающей гидролинии;

? - скорость движения жидкости во всасывающей гидролинии;

? - коэффициент Кориолиса.

Рекомендуемый (с запасом на бескавитационную работу насоса) вакуум Pв у входа в насос должен быть не более 0,04 Мпа. Если Pв > 0,04 Мпа, то нужно увеличить диаметр всасывающего трубопровода или расположить бак выше оси насоса. При этом считается, что рабочая жидкость находится в баке с атмосферным давлением Pатм = 0,1 Мпа. Таким образом, разность давлений в баке Pб (с атмосферным или избыточным давлением) и на входе в насос Pв не должна быть меньше 0,06 Мпа.

Определение толщины стенок является проверочным расчетом на прочность жестких труб, подобранных по ГОСТу. Толщину стенки трубы определяют по формуле

где P - максимальное статическое давление;

?в - допускаемое напряжение на разрыв материала труб, принимаемое равным 30-35% от временного сопротивления;

n - коэффициент запаса, n = 3…6, для гнутых труб принимается равным на 25% ниже.

С учетом возможных механических повреждений толщина стенок стальных труб должна быть не менее 0,5 мм, а для медных - не менее 0,8-1,0 мм.

4. Аксиально-поршневые насосы и гидромоторы

Аксиально-поршневые гидромашины нашли широкое применение в гидроприводах, что объясняется рядом их преимуществ: меньшие радиальные размеры, масса, габарит и момент инерции вращающихся масс; возможность работы при большом числе оборотов; удобство монтажа и ремонта. уплотнительный герметизация гидродвигатель насос

Аксиально-поршневой насос состоит из блока цилиндров 8 (рисунок 12) с поршнями (плунжерами) 4, шатунов 7, упорного диска 5, распределительного устройства 2 и ведущего вала 6.

Во время работы насоса при вращении вала приходит во вращение и блок цилиндров. При наклонном расположении упорного диска (см. рис. 12, а, в) или блока цилиндров (см. рис. 12, б, г) поршни, кроме вращательного, совершают и возвратно-поступательные аксиальные движения (вдоль оси вращения блока цилиндров). Когда поршни выдвигаются из цилиндров, происходит всасывание, а когда вдвигаются - нагнетание. Через окна 1 и 3 в распределительном устройстве 2 цилиндры попеременно соединяются то с всасывающей, то с напорной гидролиниями.

Для исключения соединения всасывающей линии с напорной блок цилиндров плотно прижат к распределительному устройству, а между окнами этого устройства есть уплотнительные перемычки, ширина которых b больше диаметра dк отверстия соединительных каналов в блоке цилиндров. Для уменьшения гидравлического удара при переходе цилиндрами уплотнительных перемычек в последних сделаны дроссельные канавки в виде небольших усиков, за счет которых давление жидкости в цилиндрах повышается равномерно.



Рисунок 12 - Принципиальные схемы аксиально-поршневых насосов: 1 и 3 - окна; 2 - распределительное устройство; 4 - поршни; 5 - упорный диск; 6 - ведущий вал; 7 - шатуны; 8 - блок цилиндров а - с иловым карданом; б - с несиловым карданом; в - с точечным касанием поршней; г - бескарданного типа

Рабочими камерами аксиально-поршневых насосов являются цилиндры, аксиально расположенные относительно оси ротора, а вытеснителями - поршни. По виду передачи движения вытеснителям аксиально-поршневые насосы подразделяются на насосы с наклонным блоком (см. рис. 13, б, г) и с наклонным диском (см. рис. 13, а, в). Известные конструкции аксиально-поршневых насосов выполнены по четырем различным принципиальным схемам.

Насосы с силовым карданом (см. рисунок. 12, а) приводной вал соединен с наклонным диском силовым карданом, выполненным в виде универсального шарнира с двумя степенями свободы. Поршни соединяются с диском шатунами. При такой схеме крутящий момент от приводящего двигателя передается блоку цилиндров через кардан и наклонный диск. Начальное прижатие блока цилиндров распределительному устройству обеспечивается пружиной, а во время работы насоса давлением жидкости. Передача крутящего момента блоку цилиндров необходима для преодоления сил трения между торцом блока цилиндров и распределительным устройством.

В насосах с двойным несиловым карданом (см. рисунок 12, б) углы между осью промежуточного вала и осями ведущего и ведомого валов принимают одинаковыми и равными 1 = 2 = /2. При такой схеме вращение ведущего и ведомого валов будет практически синхронным, а кардан полностью разгруженным, так как крутящий момент от приводящего двигателя передается блоку цилиндров через диск 5, изготавливаемый заодно с валом 6. Насосы с точечным касанием поршней наклонного диска (см. рисунок 12, в) имеют наиболее простую конструкцию, поскольку здесь нет шатунов и карданных валов. Однако для того, чтобы машина работала в режиме насоса, необходимо принудительно выдвижение поршней из цилиндров для прижатия их к опорной поверхности наклонного диска (например, пружинами, помещенными в цилиндрах). По такой схеме чаще всего изготовляют гидромоторы типа Г15-2 (рисунок 13). Эти машины выпускаются небольшой мощности, т.к. в местах контакта поршней с диском создается высокое напряжение, которое ограничивает давление жидкости.

Рисунок 13 - Аксиально-поршневой гидромотор типа Г15-2:

1 - вал; 2 - манжета; 3 - крышка; 4, 9 - корпус; 5, 16 - подшипник;6 - радиально упорный подшипник; 7 - барабан; 8 - поводок; 10 - ротор; 11 - пружины; 12 - дренажное отверстие; 13 - распределительное устройство; 14 - полукольцевые пазы; 15 - отверстие напорное; 17 - поршни; 18 - шпонка; 19 - толкатель

Аксиально-поршневые машины бескарданного типа (см. рисунок 12, г) блок цилиндров соединяется с ведущим валом через шайбу и шатуны поршней. По сравнению с гидромашинами с карданной связью машины бескарданного типа проще в изготовлении, надежнее в эксплуатации, имеют меньший габарит блока цилиндров. По данной схеме отечественной промышленностью выпускается большинство аксиально-поршневых машин серии 200 и 300 (рисунок 14).

Рисунок 14 - Аксиально-поршневой гидромотор типа Г15-2:

1 - вал; 2 - манжета; 3 - крышка; 4, 9 - корпус; 5, 16 - подшипник; 6 - радиально упорный подшипник; 7 - барабан; 8 - поводок; 10 - ротор; 11 - пружины; 12 - дренажное отверстие; 13 - распределительное устройство; 14 - полукольцевые пазы; 15 - отверстие напорное; 17 - поршни; 18 - шпонка; 19 - толкатель

Подача (расход) аксиально-поршневой гидромашины зависит от хода поршня, который определяется углом ? наклона диска или блока цилиндров (? < 25). Если конструкция гидромашины в процессе ее эксплуатации допускает изменение угла ?, то такие машины регулируемые. При изменении угла наклона шайбы или блока цилиндров с + ? до - ? достигается реверсирование направления потока жидкости или вращения ротора гидромашины.

Подачу для машин с бесшатунным приводом определяют по формуле:



а для машин с шатунным приводом:

где d - диаметр цилиндра; D и D - диаметр окружности, на которой расположены центры окружностей цилиндров или закреплены шатуны на диске;

D tg ? и D' sin ? - ход поршня при повороте блока цилиндров на 180;

z - число поршней (z = 7, 9, 11).

Крутящий момент аксиально-поршневого гидромотора определяют:

Структура условного обозначения аксиально-поршневых гидромашин серий 200 и 300 приведена на рисунке 15.

Рисунок 15 - Структура условного обозначения аксиально-поршневых гидромашин серий 200 и 300

Литература

1. Андреев А.Ф., Барташевич Л.В., Боглан Н.В. и др. Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи. - Минск: Высшая школа, 1987. 310 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х Т. - 5-е изд., перераб. и доп. Том 3 - М.: Машиностроение, 1980 г. - 559 с.

3. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. - М.: Машиностроение, 1972. - 320 с.

4. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. - 423 с.

5. Богданович Л.Б. Гидравлические механизмы поступательного движения: Схемы и конструкции. - М., Киев: МАШГИЗ, 1958. - 181 с.

Размещено на Allbest.ru