Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
Гомельский государственный технический
Университет имени П.О. Сухого
Кафедра:”Гидропневмоавтоматика”
Курсовой проект
на тему: “Проектирование объёмной гидромашины ”
2009
Содержание
Введение
1. Описание конструкции ипринципа действия гидромашины
2. Предварительный расчетгидромашины
3. Проверочный расчет
Заключение
Литература
Введение
Гидравлическоймашиной (гидромашиной) называется машина, предназначенная для преобразованиямеханической энергии в энергию движущейся жидкости или наоборот. В зависимостиот вида преобразования энергий гидромашины делятся на насосы и гидродвигатели.
Насос –это гидромашина для создания потока рабочей жидкости путем преобразованиямеханической энергии в энергию движущейся жидкости. Гидродвигатели служат дляпреобразования энергии потока рабочей жидкости в механическую энергию выходногозвена гидромашины.
Попринципу действия гидромашины делятся на два класса: динамические и объемные.Преобразование энергии в динамических гидромашинах происходит при измененииколичества движения жидкости. В объемных гидромашинах энергия преобразуется врезультате периодического изменения объема рабочих камер, герметично отделенныхдруг от друга.
Вобъемных насосах жидкость перемещается за счет периодического изменения объемазанимаемой ею камеры, попеременно сообщающейся со входом и выходом насоса.Объемные гидромашины в принципе могут быть обратимы, т. е. работать как вкачестве насоса, так и в качестве гидродвигателя. Однако обратимость конкретныхгидромашин связана с особенностями их конструкции.
Всовременной технике применяется много разновидностей гидромашин. Наибольшеераспространение получили объемные и лопастные насосы и гидродвигатели.
Внастоящее время широкое распространение в машиностроении получили аксиально-поршневыегидромашины типа МН с наклонным блоком. Эти гидромашины предусмотрены дляработы при температуре окружающей среды от — 50 до + 50 °С, и могут работать наминеральных маслах, имеющих температуру от — 40 до + 70 °С.
Роторнаяаксиально-поршневая гидромашина – машина, у которой рабочие камеры вращаютсяотносительно оси ротора, а оси поршней или плунжеров параллельны оси вращенияили составляют с ней угол меньше 45°. Важным параметром для многих случаевприменения является приёмистость (быстродействие) насоса при регулированииподачи. Изменение подачи от нулевой до максимальной осуществляется в некоторыхтипах аксиально-поршневых гидромашин за 0,04 с и от максимальной до нулевой –за 0,02 с.
Наиболеераспространённое число цилиндров в аксиально-поршневых машинах равно 7 – 9,диаметры цилиндров гидромашин обычно находятся в пределах от 10 до 50 мм, а рабочие объёмы машин – в пределах от 5 до 1000 см³. Максимальный угол между осямицилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен в насосах 20°.
1 Конструкция и принцип действия проектируемойгидромашины
Аксиально-поршневойагрегат включает в себя передний корпус 10, в котором в двух шариковыхподшипниках 7 установлен вал 6, правый конец которого шлицами входит в ротор12. Ротор вращается в роликовом подшипнике 13, наружное кольцо с роликамикоторого расположено в промежуточном корпусе 15.Внутренним кольцом подшипникаслужит стальное закаленное кольцо 14, закрепленное на роторе 12 винтами 16,которые одновременно прижимают к ротору бронзовый диск 17, закрепленный вцентре с помощью гайки 18.
Вроторе 12 расположены девять плунжеров 5 со сквозными отверстиями,оканчивающихся сферическими головками с завальцованными на них подвижнымиподпятниками 4.
Навыступающей цилиндрической части ротора по подвижной посадке расположенаподжатая пружиной II шаровая втулка 9, действующая нанажимной диск 2, который, имея возможность поворачиваться вокруг шаровой втулки9, прижимает подпятники к плоскости опорного диска 1. Опорный диск 1 расположенна траверсе 3, установленной в шарикоподшипниках 21.
Одновременнопружина 11 прижимает ротор 12 с диском 17 к поверхности распределительногодиска 19. Для дополнительного прижима ротора 12 к распределительному диску 19между торцом приводного вала 6 и гайкой 18 расположена пружина 20.
Уплотнениепо приводному валу 6 осуществляется с помощью манжеты 8. Конструкция заднегокорпуса 22 насоса Г13-35А не предусматривает общего для обеих рабочих полостейвсасывающего патрубка (рис.1).
Привращении ротора плунжеры 5 совершают в нем принудительное возвратно-поступательноедвижение, осуществляя всасывание и нагнетание рабочей жидкости.
Изменениеуглового положения траверсы 3 вызывает изменение длины хода плунжеров 5 вотверстиях ротора 12, за счет чего осуществляется регулирование подачи насоса.
Внутренниеотверстия в подпятниках 4 находятся напротив сквозных отверстий в плунжерах 5 иоканчиваются расточкой на опорной поверхности подпятников 4.
Приподводе в расточки давления между подпятниками 4 и опорным диском / создаетсямасляный клин и разгружающее подпятники усилие.
Рабочаяжидкость поступает в камеры под плунжеры 5 через серповидные пазы в заднемкорпусе 22 и распределительном диске 19, которые сообщаются с полостьювсасывания насоса. Всасывание или нагнетание в рабочей полости предопределяетсяповоротом траверсы 3 в ту или другую сторону относительно ее среднегоположения.
Приповороте траверсы из одною положения в другое с переходом через среднееположение меняется направление движения плунжеров в отверстиях ротора,проходящих над каждым из обоих серповидных отверстий распределительного диска,и полость насоса, бывшая до поворота траверсы всасывающей, становитсянагнетающей, и наоборот.
2Предварительный расчет гидромашины
Рабочий объем аксиально-поршневой гидромашины с наклоннымдиском определяется по выражению:
/>, (1)
где: z-число поршней;
/>-диаметрпоршня, (см);
D-диаметр окружности расположенияосей цилиндров в блоке, (см);
/> -угол наклонадиска, (град).
Числопоршней z выбирается в зависимости отрабочего объема.
Принимаемz=7.
Диаметр D окружности расположения осейцилиндров:
/>, (2)
Подставивсоотношение (2) в формулу (1), получаем зависимость для определения диаметраблока цилиндров для аксиально-поршневой гидромашины с наклонным диском:
/>, (3)
Выбираюугол />, апоправочный коэффициент 0,39.
Такимобразом,
/>;
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([3], стр.9) принимаю /> мм.
/> (4)
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю/>мм.
Наружныйдиаметр:
/>, (5);
/>;
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю />мм.
Толщинастенки между цилиндрами в блоке:
/>, (6);
/>;
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю />мм.
Толщинастенки между цилиндром и наружной поверхностью:
/>, (7);
/>.
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю />мм.
/>
Рис.3.Геометрические размеры блока цилиндров.
Длинаблока цилиндров:
/>, (8);
/>.
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю
/>мм.
Расходрабочей жидкости через гидромашину:
/>, (9),
где /> - объемная постояннаягидромашины, (/>);
n – номинальная частота вращениягидромашины, (/>).
Такимобразом,
/> />.
Размерыпитающего окна блока цилиндров, через которые подводится и отводится рабочаяжидкость, выбирают исходя из максимальной допустимой скорости потока в питающемокне. Так как по условию задания необходимо спроектировать обратимуюгидромашину, допустимую скорость ограничивают 6/>.
Площадьпитающего окна равна:
/>, (10);
/>/>
Диаметрпитающего окна определяется по формуле:
/>; (11)
/>/>;
Таким образом, в соответствии состандартным рядом ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) выбираю диаметр питающего окна />мм.Диаметр окружности расположения центров питающих отверстий /> совпадаетс диаметром D окружности расположения осей цилиндров, />=45 мм.
/>
Рис.4.Эскиз блока цилиндров.
Торцовыйраспределитель аксиально-поршневых гидромашин выполняется, как правило, в видеплоского или сферического диска с двумя полукольцевыми окнами, соединяющимиблок с полостями нагнетания и всасывания. В течение одной половины оборота валакаждый цилиндр соединен со всасывающим окном, в течение другой- снагнетательным. Ширина перемычки между окнами обычно составляет />.
/>
Всоответствии со стандартным рядом ГОСТ 6636-69:/>мм.
Дляобеспечения безударного перехода жидкости из полости всасывания в полостьнагнетания и наоборот, в узле распределения выполняю дроссельные канавки, длинакоторых определяется углом />, ширина –1…2 мм. Принимаю />.Для расчета размеров торцового распределителя необходимо решить системууравнений:
/>; (12)
где /> — коэффициент,показывающий соотношение отжимающей и прижимающей силы;
/> — размерыторцевого распределителя.
Дляопределения размера /> воспользуемся дополнительнымиусловиями:
/> (13)
/> (14)
/> (15)
Такимобразом,
/>;/>.
Подставиввыражения (13-14) в первое уравнение системы (12) и преобразовав, получаембиквадратное уравнение относительно />.
/> (16)
Отсюда, />, а />.
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю значения /> мм., />мм.,/>мм. и />мм.
Выполняемпроверку коэффициента
/> (17)
/>
/>
Рис.5.Торцовый распределитель.
Послезавершения расчета торцового распределителя приступим к проектированиюгидростатического подпятника. В аксиально-поршневых гидромашинах используютсякак плоские гидростатические подпятники, так и гидравлическая разгрузкасферических опор.
/>
Рис.6.Поршни двух видов с гидростатической разгрузкой:
1-шатунноготипа; 2-плунжерного типа.
В поршняхшатунного типа для подвода жидкости выполнены радиальные сверления в поршне иосевое сверление в штоке, в некоторых конструкциях осевое сверление выполняют ив штоке, и в поршне. Специфика устройства сферических опор с гидростатическойразгрузкой требует учета величины дросселирования потока при подаче жидкостичерез радиальное сверление, располагаемое на каком-то удалении от донышкапоршня. Во всем остальном, расчеты плоской и сферической гидростатической опорыне отличаются между собой.
В данномкурсовом проекте будет рассчитываться плоский гидростатический поршневойподпятник (рис.6). Такая конструкция поршней применяется в гидромашинахбескорданного типа. Опорную поверхность подпятника можно выполнить двояко: сопорными поясками за пределами уплотнительных поясков, или без опорных поясков.Размеры опорных поясков назначаются из конструктивных соображений, преследуя восновном цель обеспечения устойчивости против опрокидывания. Это условиезаписывается в виде выражения:
/> (18)
где />коэффициентпревышения сил, прижимающих поршень над отжимающими силами. Из практикипроектирования, отношение />. Из соотношения (18) получаемвыражение для определения />:
/> (19)
Зададимся/> и />
/>
/>
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю значения />мм., />мм.
/>
Рис.7.Эскиз плоского поршневого подпятника.
Дляопределения размеров вала гидромашины, рассчитаем мощность на валу гидромашины:
/> (20)
где Pmax – максимальное давление, (Па);
N- мощность, (Вт).
/>.
Определимкрутящий момент на валу гидромашины:
/> (21)
где T- крутящий момент, (/>)
/>
Минимальныйнеобходимый выходной диаметр вала находим из условия прочности вала накручение:
/> (22)
где />=20…35 МПа –допускаемое напряжение на кручение.
Послеэтого, исходя из приведенного аналога, проектируем вал.
/>
Такимобразом, выходной диаметр вала принимаю />.В соответствии с СТ СЭВ 189-75([2], стр.300) выбираем шпонку />.
Диаметрвала под подшипники:/>. Между подшипниками вал имеет диаметр/>.
Диаметрвала в месте установки ротора конструктивно принимаем />.
Выбираемшарикоподшипники радиальные однорядные 46306 ([2], стр.313).
Длякорпуса в качестве материала выбираем серый чугун, так как он дешевле, посравнению с другими материалами и имеет хорошие литейные свойства.
Минимальнаятолщина стенки корпуса рассчитываем по формуле Ляме:
/> (23),
где d – внутренний диаметр корпуса,(мм);
[/>] – допускаемое максимальноенапряжение для материала корпуса, (МПа).
[σ]=25 МПа – допускаемоемаксимальное напряжение для серого чугуна.
P=1МПа.
/>.
Согласностандартному ряду ГОСТ 6636-69 ([6], стр.37) принимаю значение />мм.
Минимальнаянеобходимая толщина плоской корпусной крышки определяется по формуле:
/> (24)
В соответствии со стандартным рядом ГОСТ6636-69 ([6], стр.37) принимаю значение /> мм.
3Проверочный расчёт
Расчет долговечностиподшипников качения
Приводной вал может быть представлен следующей расчетнойсхемой.
/>Рис. 8. Схема для расчета вала
На схеме приняты следующие обозначения: h = 40 мм — расстояние между подшипниками А (№ 46306) и В (№ 46306);
с = 100 мм — расстояние от подшипника В до силы Р
Согласно [2, с.172]:
/>
где /> площадь поршня.
Определяем реакции А, В :
/>; />; />
/>; />; />
Определение долговечности подшипников
В соответствии с [3, с.393] расчетный срок службы подшипникакачения в часах определяется по формуле:
/>,
где С — каталожная динамическая грузоподъемность данноготипоразмера подшипника, Н;
α — степенной показатель: α = 3 — дляшарикоподшипников, α = 3,3 — для роликоподшипников;
/> - эквивалентная нагрузкаподшипника в Н, для определения которой принимаем:Y= 0 и X = 1, в соответствиис [3, с.395 — 397];
V= 1, т.к. относительно вектора нагрузки вращаетсявнутреннее кольцо;
Fa = 0, т.к. осевая нагрузка отсутствует;
kб = 1 — коэффициент безопасности для спокойной безтолчков нагрузки; kТ = 1, для температуры до 100°С;
Fr- радиальнаянагрузка, определенная выше (А, В,).
Таким образом, и для шарикоподшипника и для роликоподшипниковгидромашины:
Р = Fr .
После подстановки значений n ,α и Fr получимвыражение для определения срока службы:
шарикоподшипника />;
роликоподшипников />
Подставляя в формулу для шарикоподшипника №46306табличное значение С и рассчитанное выше значение Рr, определимего срок службы:
/>.
Аналогично для роликоподшипника № 42306 :
/>.
Определение усилия пружин,обеспечивающего прижим подпятников к опорному диску
Расчеты производятся по методике изложенной в [2,с.165-172 ].
Усилие пружин определяется по выражению:
Pпр=∑Pimax +∑P1 +∑P2+∑P3+∑P4 ,
где ∑Pimax — максимальная суммарная сила инерции, действующая наплунжера, соединенные с подпятниками;
∑P1 — усилие пружины подпятников, предотвращающее поворот ихпод действием центробежной силы инерции;
∑P2 — усилие, необходимое для перемещения плунжеров приходе всасывания, создающееся вследствие разряжения под плунжерами;
∑P3 — усилие, создающее уплотнение между торцом подпятника иплоскостью опорного диска;
∑P4 — усилие, обусловленное трением плунжеров.
Определение силы Pimax
Расчет производится по [2, ф. 2.162]:
∑Pi max =ξ·ω2·mn·r·tgb
где ξ= 3,17 — коэффициент для z= 7 шт. плунжеров;ξ= 2,88 — коэффициент для z= 9 шт. плунжеров; ξ= 2,53 — коэффициент для z= 11 шт. плунжеров;
/>-частота вращения ротора;
mn » 0,1…0,4кг. масса плунжера с подпятником, принято mn=0,32 кг;
r = 0,048 м — радиус расположения плунжеров в роторе.
Подставляя значения входящих величин в формулу, получим:
∑Pimax=2,88·1572·0,32·0,0225·tg18º=166Н.
Определение усилия Р1
Расчет производится по [2, ф. 2.165]:
/>,
где m0» 0,02…0,07 кг — масса подпятника, принято m0= 0,054 кг;
e = 10,82 мм расстояние от центра тяжести подпятника доцентра сферической головки плунжера.
Подставляязначения в формулу, получим выражения силы ∑P1:
/>Н.
Определение усилия ∑P2
Расчет производится по [2, ф. 2.166]:
/>,
где Pв = 0,05 МПа — допустимое разрежение в поршневой камере;
F = 2,0 × 10-4 м2 — площадь сечения плунжера.
Подставляязначения в формулу, получим:
/> Н.
Определение усилия ∑P3
Расчет производится по [2, ф. 2.168]:
/>,
где F1 — площадь кольцевых поверхностей подпятника за вычетомплощади дренажных пазов;
σв = 0,1 МПа — удельное давление наповерхностях скольжения, необходимое для создания достаточного уплотнения, препятствующегозасасыванию воздуха через стык между ними.
/>
После вычислений:
/> Н.
Определение усилия ∑P4
Расчет производится по [2, ф. 2.170]:
/>,
где μ=0,05 – коэффициент трения;
/>.
/>
Таким образом, минимальное усилие пружин по [2, ф. 2.159]равно:
Pпр=∑Pimax +∑P1 +∑P2+∑P3+∑P4 .
Подставив ранее полученные значения, получим:
/>
К этой величине следует прибавить согласно [2, ф. 2.171]запас:
/>.
Подставив ранее полученные значения, получим:
/>
Тогда полное требуемое усилие пружин составит:
/>
Расчетвала ротора
Определение запаса прочности
Валротора нагружен крутящим моментом и поперечными силами вызывающими изгиб.
/>
Рис.9.Расчет вала ротора
Крутящиймомент, передаваемый валом:
/>
где N – мощность, потребляемаянасосом.
Изгибающиймомент в опасном сечении:
/>
Расчетноесечение вала представляет собой шлицевое сечение с наружным диаметром Дн=2,2см и внутренним Дв=1,8 см, для которого определяем моментысопротивления.
Осевой: />
Полярный:/>
Определяем напряжения в расчетном сечении от изгиба:
/>
Определяем напряжения в расчетном сечении от кручения:
/>
Механические свойства стали 40X (закалка снагревом ТВЧ) из которой изготавливается вал, имеет следующие справочныеданные:
предел прочности σв = 850 МПа;
предел текучести σт = 700 МПа;
предел выносливости при изгибе σ-1 = 560МПа.
Тогда согласно [5, с.107] определяем коэффициент запасапрочности по нормальным напряжениям:
/>.
По касательным напряжениям расчет производится по [4,с.219]:
/> ,
где τТ — предел текучести вала покасательным напряжениям. Согласно энергетической теории прочности, наиболееверной для пластичных материалов:
/>.
Запас прочности по статической несущей способности дляпластичного материала определяется [5, с.219]:
/>,
где nДОП = 2,2 — допускаемая величина запаса прочности.
Определение прогиба вала ротора
Определение прогиба вала ротора в сечение k (см.рис.8):
/>.
Это выражение справедливо в предположении постоянной подлине жесткости вала. Условно будем считать, что вал имеет жесткость, равнуюжесткости прослабленного шлицевого участка с наружным диаметром ДН,внутренним ДВ, шириной зуба b и числомзубьев Z:
Из предварительного расчета шлицевое соединение имеетследующие параметры:
Момент сечения определим по формуле:
/>
/>.
Тогдапрогиб вала:
/>.
Проверка шлиц вала на смятие
Допускаемые напряжения смятия на боковых поверхностяхшлицевых зубьев для данных условий эксплуатации, согласно [3, с.383] :
/>.
Фактическое напряжение смятия, согласно [3, с.382]:
/> ,
где Мк — крутящий момент, передаваемый валом;
ψ = 0,75 коэффициент, учитывающий неравномерноераспределение нагрузки между зубьями;
z — число зубъев;
l — длина зубъев;
h — высота поверхности контакта зубъев, измеренная порадиусу;
rср — расстояние от оси вала до поверхности контакта.
Высота поверхности контакта зубъев определяется по [3,с.383]:
/>,
где f-= 0,04 – коэффициент трения наповерхности шлицов.
Расстояние от оси вала до поверхности контакта находитсяпо выражению:
/>.
Тогда фактическое напряжение смятия:
/>.
Прочностьзубьев на смятие обеспечена, т.к. полученное значение находится в пределах допустимого.
Проверка плотности загруженности стыков
Расчеты производятся по [2, с.165-166].
Для того, чтобы максимально уменьшить утечки поподвижным стыкам насоса (трущиеся пары «подпятник — опорный диск» и«распределительный диск — ротор»), необходимо обеспечить уплотняющееусилие при минимальном давлении рабочей жидкости с тем условием, чтобы примаксимальном удельные давления в стыке не превышали допускаемых.
Расчет стыка «подпятник — опорный диск»
Начальное уплотнение по торцу подпятника в рассматриваемойконструкции создается пружинами ротора. При этом должно быть обеспеченоудельное давление в стыке при ходе всасывания σв = 0,1 МПа.
С другой стороны, при ходе нагнетания удельное давлениена торце подпятника не должны превышать допускаемого значения [2, с.166].:
[σn]=2,5 – 3,0МПа.
Силы, действующие на стык «подпятник — опорныйдиск», показаны на рис. 4.
/>
Рис.10.Схема сил действующих на стык«подпятник — опорный диск»
Определение удельных давлений на торце подпятника.
а) усилие гидравлического прижима рассчитывается по [2,ф. 2.136]:
/>;
б) усилие пружины, приходящееся на один плунжер рассчитываетсяпо [2, ф. 2.136]:
/>;
в)усилие отжима Р0, возникающего наповерхности выточки d1 подпятника и в зазоре опорного поиска.
Усилие Р0определяется из условия, что в выточке подпятника действует рабочеедавление Р, что обычно и соблюдается, так как утечка жидкости пренебрежимомала. Можно принять, что в торцовом зазоре между кольцевой поверхностью подпятника,ограниченной диаметрами d1 и d2, разность между которыми мала и поверхностью опорногодиска, давление распределяется по линейному закону.
Тогда усилие конуса высотой Р и диаметрами d1 и d2 :
/>.
г) удельное давление σn наторцовой поверхности подпятника при ходе нагнетания плунжеров (без учета силытрения между поршнем и ротором) рассчитывается по [2, ф. 2.139]:
/>,
где F1 =3,2 см2 — площадькольцевых поверхностей опоры;
Рi — сила инерции подпятника с плунжером:
/>.
После подстановки получим:
/>.
Условие выполняется.
Расчет стыка ''распределительный диск — ротор"
Расчет производятся по [2, с.184-190].
Для того, чтобы обеспечить надежный прижим ротора краспределительному диску, должен быть произведен соответствующий расчет,исключающий возможность раскрытия стыка.
На рис.5 представлена эпюра распределения давления поторцу ротора (заштрихованная трапецеидальная площадка). При этом кольцевая площадка,лежащая на торце ротора против окна «а», в распределительном дискенагружается полным давлением рабочей жидкости, а площадки с размерами/>и/>нагружаются давлением,распределенным по треугольнику.
В результате на торец ротора действуют силы P1, P2, Р3 величины которых определяютсяследующими уравнениями:
/>.
/>.
/>./>Рис.11.Эпюра распределения давления по торцуротора
Сила РH,прижимающая ротор к торцу распределительного диска, определяется уравнением:
/>.
Для того чтобы предотвратить раскрытие стыка между ротором ираспределительным диском, должно быть обеспечено превышение ΔР сил,прижимающих ротор, над силами, отжимающими ротор от распределительного диска.Это условие записывается так [2, ф. 2.224]:
/>.
На основании опытных данных в общем случае должно бытьсоблюдено [2, ф. 2.226]:
/>, тогда/>.
Кроме соблюдения условия, выражаемого [2, ф. 2.226], должно быть также обеспечено превышение моментаΔМ, создаваемого силой РHотносительно оси ротора, над суммой моментов, создаваемых силами P1, P2, P3относительно той же оси. Это условие записывается следующим образом:
/>,
где ХH, X1, X2, X3 — точкиприложения сил.
Указанные силы рассматриваются как равнодействующиеравномерно распределительной нагрузки, действующей по полукольцам со среднимирадиусами соответственно X1′, X2′, X3′ которые определяются по следующим уравнениям:
/> [2, ф. 2.215];
/> [2, ф. 2.216];
/> [2, ф. 2.217];
Точки приложения указанных сил определяются как центрытяжести полуколец со средними радиусами X1′, X2′, X3′ :
/> [2, ф. 2.218];
/> [2, ф. 2.219];
/> [2, ф. 2.220];
/>.
Таким образом:
/>
/>
Полученное значение находится в пределах допустимыхзначений согласно условию [2,ф. 2.226]:
/>.
Удельное давление на плоскости контакта ротора ираспределительного диска определяется по [2, ф. 2.227]:
/>,
где ∑f — суммарная площадь уплотняющих поясков и разгрузочных площадок.
[σ] = 1,4 МПа — допустимое удельноедавление [2, с189].
/>
/>.
Определение удельных давлений в сопряжениях деталей
Удельные давления на поверхностях контакта деталей недолжны превышать допускаемых значений для каждого конкретного материала.
Расчет удельных давлений в сопряжении «шароваявтулка –
прижимной диск»
Расчет проведем для нейтрального положения диска.
При расчете будем исходить из условия, что удельныедавления на поверхности контакта изменяются по синусоидальному закону (рис.12).
/>
Рис.12. Схема к расчету удельных давлений в сопряжении «шаровая втулка – прижимнойдиск»:
где q0 — максимальное значение удельных давлений; φ — угол,отсчитываемый вдоль образующей шарового пояса от вертикальной плоскости,проходящей через центр сферы.
Определим удельные давления на поверхности контакташаровой втулки и прижимного диска.
Равнодействующая Qгоризонтальных составляющих сил давления на поверхности контакта уравновешиваетусилие центральной пружины:
РПР = Q.
Для определения горизонтальной равнодействующей силдавления Q вырежем в точке 1 (см. рис.12) элементарную площадкушарового пояса, отстоящую от оси пояса на расстоянии ρ (pиc.12, в), состоронами Rdφ и ρdψ. Элементарная площадь равна:
/>
где R — радиус сферической поверхности;
ψ — угол, отсчитываемый в направлении, перпендикулярномобразующей шарового пояса (рис.6, б).
Радиус положения элементарной площадки:
/>,
тогда />,
Давление, действующее на площадку dS:
/>.
Горизонтальная проекция этой элементарной силы:
/>.
Горизонтальная равнодействующая сил давления:
/>,
где θ – угол контакта (см. рис.6).
Решив данный интеграл, находим:
/>.
Приравнивая это положение усилию пружины РПР,определяем:
/>,
где h — толщина нажимного диска в пределах зоны контакта;
/> - синус угла контакта.
Тогда:
/>.
После вычислений получим:
/>.
Определим удельное давление q при φ= θ
/>.
С изменением угла наклона прижимного диска удельные давлениена поверхности его контакта с шаровой втулкой изменяются обратнопропорционально косинусу этого угла:
/>.
После вычислений получим:
/>.
Расчет удельных давлений в сопряжении ''плунжер-ротор''
В расчете будем исходить из условия, что плунжерконсольно нагружен вертикальной составляющей РВ реакции N нажимного диска (рис.13 а),её горизонтальная составляющая Рr уравновешена силой давления рабочей жидкости:
/>;
/>.
Примем также, что удельное давление на поверхности контакта вкаждом поперечном сечении плунжера изменяются по синусоидальному закону (рис.13, б):
/>,
где ψ — угол, отсчитываемый от диаметральнойплоскости плунжера, перпендикулярной вектору силы РB, вдольнаправляющей поверхности контакта.
/>
Рис.13 Схема к расчетуудельных давлений в сопряжении ''плунжер-ротор''
Будем считать, что вдоль образующей поверхности контактаравнодействующая qP удельных давлений в поперечной сечении изменяется линейно.
Для определения положения нейтрального сечения II запишемуравнение моментов относительно точки 0:
/>,
где qp1, qp3 — равнодействующие удельных давлений в поперечныхсечениях 1 и 3 соответственно;
a — вылет плунжера;
l — длина части плунжера в роторе;
l1 — расстояние от торца ротора до нейтрального сеченияплунжера 2.
Учитывая соотношение (см. рис.13, в):
/>/>,
решая уравнение моментов относительно l1, получим,:
/>.
Легко убедиться, что /> , а значит /> .
Равнодействующая удельных давлений в любом сечении:
/>.
Для определения равнодействующей в опасном сечении I составимуравнение проекций сил на направление силы Рв с учетом qp3 .
/>.
Подставляя выражения Pв и l1, получим:
/>,
откуда />
Наибольший вылет плунжера amax = 38,3 мм.
Длина плунжера в роторе l= 71,7 мм. Тогда,подставляя значения величин, получим:
/>.
Определение скорости потока
Расчет производится по [2, с.184-185].
Скорость потока рабочей жидкости в узких сечениях недолжны превышать допустимых значений, установленных экспериментальным путем.
/>
Рис.14. Схема к определению скорости потока
Расчет скорости потока жидкости в окнах ротора
Скорость рабочей жидкости в распределительных окнах ротораопределяется согласно [2, ф.2.208]:
/>,
где /> - наибольшая скорость плунжера вроторе, определяемая по [2,ф.2.142]: />;
fp – площадь окна ротора, определяемая по [2, ф.2.208] :
/>
Тогда,подставив числовые значения:
/>.
Согласноопытным данным должно соблюдаться:
/> - условие выполняется;
/> — условиевыполняется.
Расчет скорости потока жидкости вокне распределительного диска
Скоростьпотока жидкости в окне распределительного диска определяется по формуле:
/>,
где f0– площадь окна распределительногодиска:
/>,
где Xa = 159° – угол, на которомрасположено окно распределительного диска.
Тогда,подставив числовые данные:
/>.
/>.
Согласноопытным данным должно соблюдаться:
/> — условиевыполняется
Заключение
Вкурсовом проекте была спроектирована аксиально-поршневая гидромашина соследующими техническими характеристиками: объёмная постоянная V0=20 />, максимальное рабочее давление Рмах=20 МПа, номинальная частота вращения вала n=1500 об/мин.,объёмный КПД />, гидромеханический КПД />, аналогразрабатываемой гидромашины — Г13….
Вкурсовом проекте был произведен предварительный и уточнённый расчётгидромашины, рассчитана мощность гидромашины N=10кВт иопределён крутящий момент на её валу, который составил 64 Н·м. Также в курсовомпроекте была проверена шпонка на срез и смятие на выходном конце вала ипроизведена проверка плотности и загруженности стыков, определена скоростьпотока жидкости в окне распределительного диска и в окнах ротора, которыесоставили, соответственно, 2,2 м/с и 2 м/c.
Литература
1. АндриановД.Н. Проектирование аксиально-поршневой гидромашины: Практическое руководствопо выполнению курсового проекта по курсу ''Объемные гидравлические ипневматические машины'' для студентов специальности Т.05.11.00. –Гомель:Учреждение образования ''Гомельский государственный технический университетимени П.О. Сухого'', 2002. – 21 с.
2. Башта Т.М., Зайченко И.З., Ермаков В.В., ХаймовичЕ.М. Объемные гидравлические приводы, -М.: Машиностроение, 1969. — 512 с.
3. Справочник металлиста. Том I. Под редакцией С.А. Чернавокого и В.Ф. Рещикова -М.: Металлургия, 1976г.- 357 с.
4. Справочникрасчетно-теоретический. Книга 1. Под редакцией А.А. Уманского, -М.:Машиностроение, 1962. — 476 с.
5. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Шнейдерович P.M. Расчет на прочность деталей машин. Справочноепособие. Под редакцией И.А. Биргера, -М.: Высшая школа, 1966. –342 с.
6. Цветные металлы и сплавы. Том 1. Под редакциейИ.В. Кудрявцева, -М., Металлургия, 1967. –494 с.
7. КуклинМ.Г., Куклина Г.С. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1973.-382с.
8. Анурьев В.И.Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х
т. — 5-еизд.,перераб. и доп., — М.: Машиностроение,1980. –Т.1 – 728с.