Расчет акиально-поршневой гидромашины с наклонным диском

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Ковровская государственная технологическая академия им. В.А. Дегтярева

Кафедра ГПА и ГП

Курсовая работа

по курсу: «Объемные гидромашины и гидропередачи»

Расчет акиально-поршневой гидромашины с наклоным диском

Ковров 2010 г.



Содержание

гидромашина диск блок распределитель поршень

1. Задание

2. Описание конструкции

3. Принцип действия

4. Расчетная часть



1. Задание

Исходные данные для расчета:

рабочий объем ;

рабочее (номинальное) давление ;

частота вращения приводного вала .

В качестве аналога выбираем аксиально-поршневыой насос серии M5PV [1], имеющий следующие характеристики:

рабочий объем ;

давление нагнетания, :

номинальное ,

максимальное ,

частота вращения вала, :

минимальная ,

номинальная ,

максимальная ;

2. Описание конструкции

Аксиально-поршневые машины с наклонным диском предназначены для гидроприводов с разомкнутым и замкнутым потоком. Они объединяют надежность и безопасность работы в широком диапазоне изменяемых условий эксплуатации: они могут работать при очень низкой частоте вращения и выдерживать наиболее высокие значения постоянного вращающего момента. Благодаря малым габаритам и свободной компоновке гидромоторы эффективно применяются в ограниченном пространстве или устанавливаются в положениях, где невозможно использовать традиционные механические трансмиссии. Гидромоторы позволяют их применять с присоединением трубопроводов с боку или сзади, а также обеспечивают присоединение различных вариантов исполнения таких клапанов таких, как: подпиточные (антикавитационные), промывочные (очистительные) и напорные. Частота вращения вала гидромотора обычно пропорциональна диапазону расхода РЖ на входе. Выходной крутящий момент пропорционален разности давления между подводящим высоким и низким давлением на выходе в гидросистеме. Направление вращения вала гидромотора зависит от отверстия через который РЖ входит в гидромотор.

3. Принцип действия

Гидромашина с наклонным диском включает в себя блок цилиндров, ось которого совпадает с осью ведущего вала, а под углом, а к нему расположена ось диска, с которым связаны штоки поршней. Ниже рассмотрена схема работы гидромашины в режиме насоса. Ведущий вал приводит во вращение блок цилиндров.

При повороте блока вокруг оси насоса на 180° поршень совершает поступательное движение, выталкивая жидкость из цилиндра. При дальнейшем повороте на 180° поршень совершает ход всасывания. Блок цилиндров своей шлифованной торцовой поверхностью плотно прилегает к тщательно обработанной поверхности неподвижного гидрораспределителя, в котором сделаны полукольцевые пазы. Один из этих пазов соединен через каналы со всасывающим трубопроводом, другой -- с напорным трубопроводом. В блоке цилиндров выполнены отверстия, соединяющие каждый из цилиндров блока с гидрораспределителем. Если в гидромашину через каналы подавать под давлением рабочую жидкость, то, действуя на поршни, она заставляет их совершать возвратно-поступательное движение, а они, в свою очередь, вращают диск и связанный с ним вал. Таким образом работает аксиально-поршневой гидромотор.



4. Расчетная часть

Расчет проведем по методике описанной в [10] стр. 41-54

Расчет блока цилиндров

Согласно [10]

Значение дезаксиала:

где г- угол наклона оси блока цилиндров относительно оси вала; K_D -дезаксиал.

Определение диаметра поршня:

где - диметр поршня;

V₀ - рабочий объем насоса;

С_Р, А_Р - безразмерные коэффициенты, С_Р=1,5, А_Р=1,4;

z- число поршней;

г- угол наклона диска.

=3.41 см=34мм

Округляем диаметр поршня до ближайшего по ГОСТ 12447-80



Рис. 1. Основные расчетные размеры блока цилиндров

Площадь поршня:

F_П=р*

Тогда определяем диаметр разноски отверстий в блоке цилиндров [10] (рис. 1) исходя из рабочего объема

V₀=F_П*D_Ц*tgг*z^

D_Ц -

D_Ц=

Округляем диаметр до ближайшего по ГОСТ 12447-80 D_Ц =100 мм

Проверим блок цилиндров на прочность:

Проверка выполнения условия прочности [8]:



=

Проверка выполнения условия жёсткости:

8,1 мкм

где - расчётное значение деформации;

Е - модуль упругости материала блока цилиндров;

- коэффициент Пуассона.

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

_расч<[]

37.5Мпа<570Мпа

Д_расч<[Д]

Если расчётные значения имеют величину больше допустимых значений, то проводим расчет сначала, изменяя некоторые параметры.

В нашем случае условия неравенств выполняются.

a=0.5*32*(1.4-1)=6,4 мм



b=1.4*6,4=8,96 мм

Определение геометрических размеров блока цилиндров:

D_Б= D_Ц+2*a+d_П=100+2*6,4+32=144,48 мм

Примем D_Б=140мм

где D_Б - наружный диаметр блока цилиндров;

Внутренний диаметр блока цилиндров

D_b= D_Ц-2*a-d_П=100-2*6,4-32=55,2 мм

Округляем диаметр до ближайшего по ГОСТ 12447-80 D_b=56 мм

где - внутренний диаметр расточки в блоке цилиндров;

Расчет поршня

Рассчитаем ход поршня

h=D_Ц*tgг

h=100*tg17є=30,57 мм

Коэффициент хода поршня:

К_S=

К_S=

Длина втулки в отверстии блока цилиндров:

l_ВТ=[2,0…2,5] * d_П



l_ВТ=2,0* 32=64

Длина поршня

l_П=h+l_ВТ

l_П=30,57+64=94,57 мм

Диаметр втулки в отверстии блока цилиндров

d_ВТ= d_П+4 мм

d_ВТ=32+4=36 мм

Радиус сферической головки поршня:

r_C=

где d_C - диаметр сферы поршня,

d_C=0,75*d_П

d_C=0,75*32=24 мм

Отсюда получаем:

r_C=

r_C=

Радиус среза сферической головки поршня:



r_ПC= r_C*sin г

r_ПC= 12*sin 17є=3.5мм

Проверим объем гидромашины

V₀ =

V_0Ф =

ДV=*100%=*100%=4,4%<5%

Полученный объем меньше заданного на 4,4% и это значение является приемлемым.

Расчёт распределителя

Согласно [10] минимальная площадь окна блока цилиндров (рис. 2):

где [] - допустимое значение скорости течения жидкости;

- максимальная подача одного поршня [10]:

Q_max=0.5*(w*р**D_Ц*tgг*d_П²)

Q_max=0.5*(2,5*3.14*10³*100*tg17⁰*32²)=122,88 л/мин

где - угловая частота вращения вала гидромашины;

Определение радиуса скругления окон

В первом приближении принимаем [10]:

F₀=0.5*F_П=0,5*=401,9 мм²

далее определяем радиус скругления окон:

р=1.16*32*(1-

Определяем угол охвата окна в блоке цилиндров [10]:

ш₀=2*arcsin(0.358 рад

где - угол охвата окна в блоке цилиндров.

Рис. 2. Основные расчетные размеры распределителя



Определяем угол охвата радиуса скругления окон:

ш_Р=2*arcsin(0.143 рад

где - угол охвата радиуса скругления окон.

Определяем площадь окна блока цилиндров

F₀=100*(0.358-0.143)*4+3.14*4²=136,24 мм²

Определяем ширину уплотняющего пояска [10]:

a₁=?6 мм

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

Далее проверяем условие:

.

Если условие не выполняется, необходимо изменить значение радиуса скругления окон и повторить расчет. В нашем случае условие выполнено, расчет верен.

Определение геометрических размеров дренажной канавки распределителя:

ДQ=7500-7200=300 см³/с

где - величина утечек;

- идеальный расход:

Q_и= или 180 л/мин

где Q - фактический расход рабочей жидкости:

Q=7500*0,96=7200 см³/с

Допустимая минимальная площадь дренажной канавки:

[F_k]=

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

Конструктивно принимаем глубину дренажной канавки b`и ширину дренажной канавки b"= 10 мм с условием, что площадь дренажной канавки больше .

Определяем угол охвата окна в распределителе:

ц=180⁰-(22.44+6.31+0.5)=150.75⁰ или 2,618

где угол 0,5 градусов - необходимое положительное перекрытие.

Определяем площадь окна распределителя

Допустимую минимальную площадь окна распределителя определяем по формуле согласно [10]:

[F_r]= или 1667 мм³

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

F_r=100*2,618*4+3,14*4²=1097,44 мм²

Проверяем условие превышения расчётной величины площади окна распределителя F_r над допустимой минимальной площадью .

Определяем геометрические размеры распределителя (рис. 3):



d₁=D_Ц-2*р-2*а₁=100-2*4-2*0,78=90 мм

d₂=D_Ц-2*р =100-2*4=92мм

d₃=D_Ц+2*р =100+2*4=108мм

d₄=D_Ц+2*р+2*а₁=100+2*4+2*0,78=110 мм

Рис. 3. Распределительный диск

Определяем силы, действующие в стыке блок цилиндров-распределитель. Прижимающая сила, действующая от одного поршня:

Р_пp=42*(401,9-136,24)=11158 Н

где - максимальное давление рабочей жидкости в гидромашине.

Отжимающая сила:



р_от=42*(10819Н

Сила со стороны пружины:

Р=0,015*11158 =167,37 Н

- площадь уплотняющих поясков, приходящихся на один сектор:

S_y=

равнодействующая сила:

Дp=(p_пр+р)-р_от=(11158+167,37)-10819=506,37 Н

Проверка на контактные нагрузки:

По справочнику определяем допустимое значение контактных нагрузок [] для материалов, из которых изготовлен блок цилиндров и распределитель. Если расчётное значение имеет величину больше допустимого значения, то проводим расчет сначала, изменяя некоторые параметры. Рекомендуемое значение 14 кГс/см² или 1,4 МПа [8].

В нашем случае расчет верен

Расчет сил и контактных нагрузок

Максимальное давление в цилиндре [4]:

Р_max=[1,3…1,4]р_Н

Р_max=1,3*15=19,5МПа

Где р_Н - давление нагнетания;

Сила, действующая на сферическую головку поршня, равна полной силе уравновешиваемой подпятником (рис. 4):

Рисунок 4. Минимальный вылет сферической головки поршня

R_д=

R_д=

Где Р_П - сила, действующая на поршень;

г - угол наклона люльки;

Сила R_д, действующая на сферическую головку поршня, уравновешивается гидростатической R_ГС и контактной R_КС составляющими [3]:

R_д= R_ГС+ R_КС



В пределах полного среза сферы 0-1 радиус сферы (рис. 5)

Рисунок 5. Схема нагружения сферической головки поршня

r_ПС= r_С*sinг.

r_ПC= 12*sin 17є=3.5мм

На уплотняющем участке сферы 1-2 давление снижается благодаря дросселированию жидкости по сфере и подпятникам. При этом сила давления жидкости на сферу:

R_ГС=р_Н*.

R_ГС=15*=285,5Н

Полная контактная сила, действующая на участке сферы 1-2



R_КС=р*д_КСР*(r_c²-r_пс²).

R_КС=3,14*д_КСР*(r_c²-r_пс²).

Где д_КСР - среднее контактное напряжение на участке сферы 1-2.

Определим величину максимального значения контактного напряжения:

д_КMAX=

Введем для определяющих размеров сферы относительные значения:

d=; d_ПС^*=

d=; d_ПС^*=

Получим контактную силу:

R_КС= R_д-R_ГС

R_КС=р_Н*



R_КС=15*=464Н

Среднее контактное напряжение на сфере поршня:

д_КСР=;

д_КСР=[;

д_КСР=[=22,74 МП

где S_К - площадь контакта;

S_К=2*р*r_C²

S_К=2*3.14*12=75,36 мм²

д_КСР=

д_КСР расчетное не превышает допустимое контактное напряжение для цветных металлов



д_КСР?[ д_КСР]

Расчет гидростатической опоры

Усилие гидростатического прижима (рис. 6)

Рисунок 6. Силовое взаимодействие в гидростатичесих опорах

N=

N=

Для того, чтобы практически устранить утечки через торцевой зазор гидростатической опоры, должно быть обеспечено условие:

где F₀ -площадь, образованная в торцевом зазоре между кольцевой поверхностью гидростатической опоре, ограниченной диаметрами d₁ и d₂ и поверхностью ответного диска:



F₀=

Где d₁ и d₂ - минимальный и максимальный диаметры уплотняющего пояска гидростатической опоры.

Определим d₁ и d₂:

F₀=F_П/1,15=803/1,15=698Н

Угловая скорость вращения блока цилиндров

Где n - частота вращения вала гидромашины.

Радиус разноски осей гидростатических опор

Где r_Ц--радиус разноски осей отверстий в блоке цилиндров.

Диаметр разноски наклонной шайбы:



=104 мм

Диаметр d_НШ, с внешней стороны которого располагается гидростатическая опора определяется по выражению:

d_НШ

d_НШ

где h₁- минимальное расстояние от края гидростатической опоры, пересекающую меньшую ось эллиптической траектории, до края отверстия. Примем h₁=1 мм

Длина окружностей, на которой расположены головки поршней:

l_НШ~р*D_рш

l_НШ~3,14*104=326 мм

Суммарный зазор между гидростатическими опорами:

S=b*z

S=50*7=350 мм

Где b - расстояние между гидростатическими опорами.

Максимальный диаметр кольцевой поверхности гидростатической опоры:



Суммарное усилие прижима гидростатической опоры, предотвращающей поворот её под действием центробежной силы инерции. [5]:

Где l - плечо приложения силы.

l=

l=

m₀ - масса опоры

Суммарное усилие, необходимое для перемещения поршней, соединенных с полостью всасывания. [5]:

Где р_В - разрежение во всасывающем патрубке насоса р_В=0,5кГс/см²

Суммарное усилие, необходимое для уплотнения поршней, соединенных с полостью всасывания. [5]:



Где у_В - контактное напряжение на поверхностях скольжения, необходимое для создания достаточного уплотнения, препятствующего засасыванию воздуха через стык между ними. у_В =0,5кГс/см²

Суммарное усилие трения поршней, совершающих вход всасывания [5]:

Где м_ТР - коэффициент трения. Принимаем м_ТР=0,15 для стального поршня, работающего в бронзовом блоке цилиндров.

m_П - масса поршня.

Суммарная сила инерции, действующая на поршни [5]:

Примем о =2,24

кН

Результирующая сила:



Усилие трения, обеспечивающее прижим гидростатической опоры к плоскости наклонной шайбы:

Р_ПР=ДР_ПР+Р_ПРД

Усилие отжима, возникающее в опоре опорного диска:

Где р_r - давление во внутренней расточке гидростатической опоры.

Примем р_Н= р_r.

Сила прижима гидростатической опоры к наклонной шайбе:

ДР_i=N-Р_ОТ

Р_ПРi=

ДР=ДР_i+Р_ПРi

Проверочный расчет гидростатической опоры

Расчет на контактные нагрузки

Площадь кольцевых поверхностей гидростатической опоры:

F_ОТ=

Где F_ОТ - площадь контакта уплотняющего пояска гидростатической опоры.

Расчет утечек

Утечки через щель между гидростатической опорой и упорным диском [4]:

Q_EN=

Где h_S - толщина пленки жидкости под гидростатической опорой;

м - коэффициент вязкости.

Коэффициент дросселирования:

К_ДР=

Длина дросселирующего отверстия в поршне:

L_ПР=

Где r_ДР - толщина пленки жидкости под гидростатической опорой;

к_ДР - условный коэффициент дросселирования из уравнения расхода.

Из конструктивных соображений зада

Расчет вала

Проектировочный расчет вала

Крутящий момент насоса:

М_К=

М_К==446Н

Диаметр выходного конца вала

Максимальна изгибающая сила, складываемая из тангенциальных передаваемых через блок цилиндров на вал:

Где - допустимое напряжение при кручении. Для стали

Предварительная реакция от полумуфты на вал:

S_M=30%*Т

S_M=30%*489,6=147Н

Полная длина вала насоса:

L=a+b+c

Где a -расстояние от полумуфты до выходной опоры вала;

(b+c) - расстояние между опорами вала (А и В);

b- расстояние от выходной опоры вала до точки приложения силы Т

Реакции в опорах А и В:



Изгибающие моменты в опорах А и В:

М_А=S_M*c

М_B=0

Максимальный изгибающий момент:

М_С=М_МАХ=М_Т=R_B*c

Полный изгибающий момент в сечении:

Определим диаметр вала в наиболее нагруженном участке. Для этого определим:

1. Допустимое напряжение:

Где у_Т - предел текучести материала вала;

[n]- нормируемая величина коэффициента запаса прочности, [n]=3…4

2. Диаметр вала:



Округляем полученное значение вала до стандартного по ГОСТ 1139-80.

Полярный момент

W=о*р*

W=1,205*3,14*

Где о - коэффициент момента сопротивления;

о =1,205

Проверочный расчет вала на сопротивление усталости:

Амплитудное нормальное напряжение

Момент сопротивления кручению:

W_К=о*р*

Постоянная составляющая касательных напряжений:



Постоянная составляющая нормальных напряжений:

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

Где G_-1 - предел выносливости при симметричном цикле напряжений;

G_а- амплитудное нормальное напряжение;

ш_ф- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла нагружений;

к_G - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

е_ф - коэффициент влияния абсолютных размеров;

G_а- среднее значение цикла нагружений;

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

Где ф_а - амплитудное касательное напряжение;

к_ф - эффективный коэффициент концентрации напряжений;

ш_ф - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

е_ф - коэффициент влияния абсолютных размеров;

ф_m - среднее напряжение цикла нагружений.

Расчет шлицевых соединений

Размещено на Allbest.ru