--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--