Реферат по предмету "Производство"


Разработка регулируемого аксиально-плунжерного насоса на базе насосов серии 313 для использовани

--PAGE_BREAK--Рисунок 2.1.1 -Блок цилиндров
Общий вид блока цилиндров показан на рисунке 2.1. Его конструкция мало зависит от типа аксиально-поршневой машины. Основными размерами блока являются: диаметр цилиндра d, диаметр делительной окружности , диаметр внутренней расточки , наружный диаметр,  длина цилиндра  и высота блока Н.

Рабочий объем определим по формуле:

                                              ,                                  (2.1.1)

 где

 теоретическая подача;

 фактическая подача, которая нам задана в техническом задании, т.е. подача без учета утечек;

       объемный КПД гидромотора, принимаем , как у аналогичных насосов 313 серии.
 см3.

л/мин.
Так как это основной параметр гидромашины, то выбираем его по ГОСТ 13824 – 80:  = 125 .

 2.1.1 Определение диаметров поршней
,                               (2.1.2)
где

-угол наклона блока цилиндров, принимается равным от 15 до 25°, для насоса, выбранного мною за прототип g= 25°;

z-количество поршней, принимаем z= 11,  рабочий объем одного цилиндра будет равен:

КD– дезаксиал. КD=1,05.
 мм,
Из ряда стандартных диаметров по ГОСТ 12447 – 80 выберем dп=20 мм.
2.1.2 Определение основных размеров блока цилиндров
Определим диаметр делительной окружности блока цилиндров:
,                                           (2.1.3)

где

z-количество поршней;

диаметр поршня.

 мм.
Наружный диаметр блока цилиндров:
,                                          (2.1.4)
где

b– размер перемычки между двумя соседними цилиндрами,
,                                         (2.1.5)

              где

Kb– конструктивный коэффициент,  предварительно принимаю 0,3.

мм.

Внутренний диаметр блока цилиндров:
,                                          (2.1.6)
мм.
2.1.3 Расчет блока цилиндров на прочность и жесткость
Проверка блока цилиндров на прочность проводится по формуле:
,                                           (2.1.7)
где

А – относительная толщина стенки цилиндра, А≤2,9.

Pp– максимальное давление нагнетания с учетом коэффициента запаса  равным 1,5; Pp=60 МПа.

,

,

МПа,

 для бронзы 60 МПа, а для стали 150 МПа. Принимаю в качестве материала сталь 20Х.

Проверка блока цилиндров на жесткость проводится по формуле:

,                                 (2.1.8)
где

µ — коэффициент Пуассона, для стали µ=0,28,

Е – модуль упругости, Е=2×105 МПа.
 мкм

Дно цилиндра принимается не менее 2×b, то есть не менее 13.6 мм.

Радиус сферы под распределительный диск примем ориентировочно равным:

,

мм.
Во всех случаях уточнения размеров при конструировании необходимо следить, чтобы толщина материала на всех участках, разделяющих внутреннюю полость цилиндров и внешние поверхности блока, включая проточки, фаски и т.п., была не меньше, чем   , во избежание нарушения прочности блока.
2.1.4. Определим  максимальный ход поршней и длину шатуна
Определю максимальный ход поршня  hмах

                                                                                                                                                          (2.1.9)

                                  = 40 мм.
2.2 Расчет и конструирование поршневых групп

2.2.1 Расчет сил действующих на поршень
Основными силами, действующими в насосах с наклонным блоком являются, как и во всех других случаях, силы давления жидкости. Они приложены к поршням и через шатуны предаются на упорный диск, вызывая напряжения сжатия в материалах шаровых шарниров.

Сила Fnдействующая на поршень раскладывается на две составляющие: FNи FA, и находится с ними в следующих зависимостях:

,                                            (2.2.1)                                                

где

Sп– площадь поршня.
Н,
,                                         (2.2.2)
Н,

,                                           (2.2.3)
Н.
2.2.2 Определение основных размеров поршня
Поршневая группа является ответственным узлом гидромашины, так как от ее исполнения во многом зависят объемный и механический КПД и общий ресурс.


Рисунок 2.2.1 – Конструкция поршневой группы.
Определим диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.
,                                    (2.2.4)
примем  мм.

Определим диаметр головки шатуна со стороны поршня.
,                                     (2.2.5)
мм.
Длину поршня принимаю =100мм.

              Длину шатуна  выбираем исходя из условия, что:
,                                         (2.2.6)

где

диаметр делительной окружности блока цилиндров
 мм.


    продолжение
--PAGE_BREAK--Диаметр шатуна определяем конструктивно:


мм.
Диаметр отверстия для подвода смазки в шатуне конструктивно принимаем мм.
Определю угол наклона шатуна к оси поршня


                                     ,                               (2.2.7)
где

-длина шатуна;

дезаксиал;

 диаметр окружности заделки шатунов в диске.
.
2.2.3 Проверка на прочность 
Проверка прочности по опорным поверхностям сферических шарниров.

  
,                            (2.2.8)

где           

  площадь поршня;

Кс – коэффициент использования площади опорной поверхности; принимаю Кс = 1.
 МПа,
Определим  момент трения в шарнирах, возникающий при вращении блока цилиндров:
                                          ,                                    (2.2.9)

где

fтр= 0,13 – коэффициент трения(сталь по стали);

сила продольного сжатия;

 диаметр головки шатуна со стороны упорного диска.
.
Напряжение сжатия определим по формуле:
 ,                                  (2.2.10)
где

сила продольного сжатия;

диаметр шатуна;

диаметр отверстия для подводки смазки в шатуне.
,
Напряжение изгиба.
 ,                                     (2.2.11) 
где

Wмин– момент сопротивления наиболее ослабленного сечения при изгибе;

               
Wмин= ,                                     (2.2.12)
 м3.

Суммарные напряжения:
                                ,                              (2.2.13)


где        

yб– коэффициент снижения допускаемого напряжения, зависит от гибкости lи определяется (приближенно) по таблице.
,                                          (2.2.14)

КШ-запас прочности, приму КШ = 1,8;

 предел усталостной прочности при продольном сжатии и пульсирующем характере нагружения, s-1= 700 МПа.
МПа.


                     

Условие прочности выполняется.

Принимаем материал шатунов – сталь марки 12 ХН3А  ГОСТ 4543-61.

2.3 Расчет геометрии торцевого распределителя
Определю диаметр окружности, на котором размещается ось окон всасывания и нагнетания. Так как прочностные показатели блока цилиндров не позволяют уменьшить средний диаметр окон нагнетания, то принимаю D0=95мм.


Рисунок 2.3.1 – Торец цилиндрического блока и его геометрия.
Углы j1и d1показывают, насколько момент перекрытия окон цилиндра опережает момент прихода его оси в нейтральное положение, а углы j2и d2— углы запаздывания показывают, насколько момент открытия окон отстает от момента прохода цилиндром нейтрального положения. При увеличении углов j2 и d1повышается компрессия жидкости в цилиндрах перемещающимися поршнями, а при увеличении углов j1  и d2повышается разряжение в цилиндре.

Для предотвращения повышения давления выше давления нагнетания принимаю d2 = 1, а также для избежания возможности недозаполнения цилиндров и следовательно снижения объемного КПД принимаю j1 = 1.

Рассчитаю радиус закругления окна rпо формуле:
,                             (2.3.1)
где

отношение площади окна и площади цилиндра, принимаю равным 0,5.
rмм.
Вычислим углы ,  и .  принимаю равным 85мм для снижения окружных скоростей.
= arcsin= arcsin12,25°;                            (2.3.2)

       = arcsin = arcsin = 6,1°;                          (2.3.3)
        =  = 12,25-6,1 = 6,15°.                           (2.3.4)    
Скорость жидкости в окне цилиндра не должна превышать 7,5 м/с.
,                                            (2.3.5)
где

V– Скорость жидкости в окне цилиндра;

F– площадь окна цилиндра, мм2 .
 м/с,
т.е. предельная скорость не превышена.

Толщина окна цилиндра:
см.

Рассчитаю угол запаздывания j2

                                  (2.3.6)

где          

  номинальное давление насоса в полости нагнетания, МПа;

 давление в полости всасывания, пренебрегу им;

 Е – модуль упругости жидкости, Е = 1500 МПа;

— мертвый объем. =1,1

     



Вычислим угол упреждения  j1

              ,                     (2.3.7)

где V— объём жидкости в цилиндре  в конце хода всасывания. V=12.5

             
2.4 Расчет сил действующих в распределительном узле
Срок службы и герметичность аксиально-поршневой гидромашины во многом зависит от сил, действующих в распределительном узле, ввиду чего правильное определение усилий, действующих на стыке между цилиндровым блоком и распределительным диском, а также гидростатическое уравновешивание этих сил, являются общей проблемой для всех типов этих машин.

Расчет сил действующих в распределительном узле затруднен, поскольку цилиндровый блок находится под сложным воздействием: 1) сил давления жидкости в цилиндрах и стыковом зазоре между поверхностями контакта блока и золотника; 2) сил трения поршней о стенки цилиндров и в шаровых опорах; 3) боковые составляющие сил давления; 4) центробежные силы поршней; 5) сил, обусловленных динамической и статической несбалансированностью цилиндрового блока.

Из всех указанных основными являются силы, обусловленные давлением жидкости в цилиндрах и  в стыковом зазоре, по этому в первом приближении учитывают только эти силы.

Цилиндровый блок находится под действием: а) силы Fпрдавления жидкости на донышки цилиндров; б) противодействующих им сил Fотждавления жидкости в рабочем окне и в стыковом зазоре. При этом должно быть обеспечено Fпр>Fотж.
,                                 (2.4.1)
Где: n– минимальное число цилиндров, одновременно соединяющихся с полостью нагнетания, n=5;

Sц– Площадь сечения цилиндра, Sц=314мм2;

Sокн– площадь распределительного окна золотника, Sокн=1020 мм2;

Sконт– площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны рабочего окна, Sконт=1385 мм2;

Pн– давление нагнетания;

Рср – среднее давление в стыковом зазоре, Рср=0,5×Рн=0,5×40=20 МПа.




Превышение сжимающей силы над раскрывающей не должно вызывать излишних сил трения и износа сопряженных деталей.

Оценку распределителя по этому параметру производят в практике по так называемому коэффициенту поджима m, примем m=15%.
,                                         (2.4.2)



Дополнительное прижатие обеспечим пружиной.





 2.5 Расчет вала насоса
Предварительно диаметр вала будем считать из расчета на чистое кручение:

                                 (2.5.1)   
где

М – момент на валу насоса. Определяется по формуле:
,                                              (2.5.2)
 Н×м,
допускаемые напряжения при изгибе. Определяется приближенно по формуле:
,                                                 (2.5.3)
 где

σТ – предел прочности. Для стали 40Х σТ=800 МПа,

KT– коэффициент прочности, ориентировочно примем 3.

Тогда:
МПа
мм
2.6 Подбор подшипников

Так как в зоне нагнетания может находится одновременно 6 поршней, следовательно силы FAи FNследует также увеличить в 6 раз.
 Н,
 Н,
Определим реакции в опорах подшипников:


Рисунок 2.6.1 – Силы нагружения
 Н,
 Н,
 Н,
Для первой опоры выбираю роликовый радиальный подшипник 42313. Для второй роликовый конический 7613А.

При подборе подшипников по динамической грузоподъемности учитывается нагрузка и число ее циклов. Для роликовых подшипников справедливы равенства:
,                                          (2.6.1)
Где Lh– расчетное число часов;

       n– частота оборотов мин-1

,                                            (2.6.2)
где Lna– число циклов, млн. оборотов;

с- динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

Эквивалентную радиальную нагрузку для роликовых подшипников определяем по формуле:
,                                  (2.6.3)
        Kб– коэффициент безопасности, учитывающий динамические нагрузки, Kб=1 ;

КТ – температурный коэффициент, при t

       V=1 – коэффициент вращение кольца;

          X; Y— коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие ради     альной и осевой нагрузок. Х=0.4, Y=0,72.

Н,
млн. оборотов.
 ч.
2.7 Выбор зазоров
Масла обладают хорошей смазывающей способностью в гидродинамических условиях при обеспечении достаточно больших зазоров между трущимися парами  более 0,5 мкм. При повышении нагрузок и уменьшении зазоров наступает переход к граничному трению, характеризующемуся соприкосновению граничных пленок, которые предотвращают контакт чистых металлов и их схватывание.

При уменьшении зазора между блоком цилиндров и поршнем, это приведет к увеличению утечек, то есть к уменьшению объемного КПД.

При повышении точности обработки цилиндра позволяет повысить КПД  и обеспечить взаимозаменяемость при сборке поршневой группы.

Технологический диаметр поршня назначают так, чтобы между поршнем и цилиндром обеспечивался гарантированный зазор:

.


Оптимальным считаю зазор  так как в данном сопряжении (плунжер-блок) температурное расширение не оказывает влияние на изменение зазоров.

В сопряжении блок-диск принимаю .
2.8 Расчет объемных потерь
Утечки масла в аксиально-поршневых гидромашинах  происходят по зазорам между цилиндрами и поршнями и между блоком цилиндров и сферическим распределителем. Эти утечки в зазорах определяются по формуле:
                                          ,                                          (2.8.1)  


                                         

где                

D– высота щели;

m— динамическая вязкость; определяется по формуле:
m=,                                              (2.8.2)
где 

r — плотность жидкости, r =850кг/м3; 

кинематическая вязкость, = 16сСт;    
                               (2.8.3)
 = pd– периметр щели;

l– средняя длина поршня, находящаяся в цилиндре, l=70 мм .

Определю утечки по зазорам между цилиндрами и поршнями:
                                                          (2.8.4)   

     





Определю утечки по зазорам в распределительном узле:
                                       (2.8.5)                         

где                 

– периметр щели на распределителе, найдем по формуле:                                

 

                      (2.8.6)

где    


 – угол полукольцевого окна входа на распределителе, примем равным




– длина щели, примем равной величине уплотняющего пояска, l2=4.5 мм;
.
Определю суммарные утечки
               (2.8.7)




2.9 Расчет механических и гидравлических потерь
Преобразование энергии – гидравлической в механическую в гидронасосах обеспечивается за счет движения рабочих элементов, которое сопровождается потерями энергии на трение механических частей.

Определим момент трения, развиваемый при движение поршней в цилиндрах блока.   
                                                (2.9.1)
где          

 – коэффициент трения;  = 0,05.

Определим максимальный момент трения при Sin=1

                       (2.9.2)
где          

        pср– среднее значение прижимающего усилия

             — площадь опорной поверхности сферического распределителя;           Fоп= p Dоп;

       Dоп– средний диаметр опорной поверхности; Dоп= 9 см;

          — ширина опорного пояска; принимаю = 5 мм;



        площадь контакта цилиндрового блока с распределительным золотником со стороны окна нагнетания; 

                                    

 .




2.10 Ориентировочный расчет коэффициентов полезного действия

В гидромашине имеют место потери мощности на трение в подшипниковых парах: hп =0,98 – КПД дного подшипника;
 ,                                 (2.10.1)
где     

 Мкр – теоретический крутящий момент на валу мотора;


Так как мы не учитывали гидравлические потери, принимаю =0,90.


    продолжение
--PAGE_BREAK--


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.